BESCHREIBUNG
Die Erfindung betrifft ein Walzengerüst mit einer feststehend gelagerten und einer zustellbaren Walze, wobei die beidseitigen Lagerzapfen der letzteren je in einer Lageranordnung geführt sind, welche zwecks Einstellung des Walzenspaltes mittels einem Stellmechanismus relativ zur feststehend gelagerten Walze verschiebbar sind.
Bei der Herstellung und Veredelung von Materialbahnen mittels Walzengerüsten, z.B. Walzen von Metall- und Konststoffolien, Beschichten von Folien und Bändern mittels Kalander- und Streichwalzen usw., besteht oftmals die Forderung, den Walzenabstand (Walzenspalt) möglichst genau einzuhalten. Abgesehen vom Erfordernis eines gleichmässig dicken Produkts soll allgemein auch aus wirtschaftli chen Gründen (Materialeinsparung) beim Walzen wie vor allem beim Auftragen teurer Beschichtungsstoffe möglichst nahe an der unteren Toleranzgrenze der garantierten Dicke gefahren werden können. Neben einer hochentwickelten Re gelungstechnik, die u. a. in der Lage ist, eine Unrundheit oder Exzentrizität der Walzenballen während des Walzenumlaufs laufend auszugleichen, ist bisher auch eine sehr präzise und entsprechend aufwendige Lagerung der Walzenzap fen erforderlich.
So ist selbst ein geringes Lagerspiel dann besonders störend, wenn die den Walzenspalt durchlaufende
Materialbahn nur relativ geringe Gegenkräfte auf das Walzenpaar ausübt, wie etwa beim Herstellen von Kunststoffolien oder bei der Folienbeschichtung mit pastenartigen oder flüssigen Auftragstoffen. Insbesondere stösst man an die Grenzen der lagertechnischen Möglichkeiten, wenn bei bereits geringen Banddicken bzw. Spaltweiten eine hohe relative Genauigkeit mit Abweichungen von weniger als 1 Mikrometer einzuhalten ist.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Walzengerüst so zu gestalten, dass eine hohe Genauigkeit bei der Einhaltung des Walzenspaltes ohne extreme Anforderungen an die Lagerung insbesondere der zustellbaren Walze erreichbar ist, und dies auch bei Anwendungen, wo die Reaktionskräfte des Walzgutes auf das Walzenpaar gering oder unbestimmt sind.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss dadurch gelöst, dass die Lageranordnung eines jeden Lagerzapfens der zustellbaren Walze nebeneinander zwei getrennte Radiallager enthält, von denen das eine mit einem geführten Stellorgan und das andere mit einem zur Zustellrichtung des Stellorgans entgegengesetzt gerichteten Kraftorgan verbunden ist.
Damit wird erreicht, dass die Lagerzapfen dauernd kraftschlüssig und völlig spielfrei geführt sind und demzufolge die genaue Walzenstellung durch das Stellorgan entsprechend der Führungsgrösse ohne Beeinträchtigung durch die Lagerung gewährleistet ist.
Die Ansprüche 2 und 3 nennen zwei verschiedene vorteilhafte Kombinationen von Stellorgan und Kraftorgan. Mit der Anordnung gemäss Anspruch 4 ist es insbesondere möglich, eine gegenseitige Berührung und damit Beschädigung der Walzen selbst bei extrem kleinem Walzenspalt auszuschliessen. Der Anspruch 5 gibt eine Anordnung an, welche temperaturbedingte Ausdehnungsschwankungen von Walzenballen und Ständer als Störgrösse praktisch eliminiert.
Nachstehend werden Ausführungsbeispiele der Erfindung im Zusammenhang mit der Zeichnung näher erläutert.
Fig. 1 zeigt schematisch ein Walzengerüst gemäss einem ersten Ausführungsbeispiel mit zugehöriger Regeleinrichtung für den Walzenspalt,
Fig. 2 ist eine Seitenansicht des Walzengerüstes nach Fig. 1,
Fig. 3 zeigt ein zweites Ausführungsbeispiel in analoger Darstellung wie Fig. 1, wobei jedoch nur die Lagerung auf der einen Seite wiedergegeben ist, und
Fig. 4 ist ein Kraft/Weg-Diagramm zur Veranschaulichung einer bevorzugten Funktionsweise der Anordnung nach Fig. 3.
Beim Walzengerüst nach Fig. 1 und 2 ist die eine Walze 2 im Walzenständer 1 feststehend gelagert, währenddem die andere Walze 4 zur Veränderung des von der Materialbahn 6 (Fig. 2) durchlaufenen Walzenspaltes 5 relativ zur Walze 2 zustellbar ist. Zu diesem Zweck sind die beidseitigen Lagerzapfen 8A und 8B der Walze 4 je in einer Lageranordnung 1OA, lOB geführt, und jede dieser Lageranordnungen ist mittels eines zugehörigen, nachstehend näher beschriebenen Stellmechanismus im wesentlichen radial zur Walze 2 ver schiebbar. Der Walzenantrieb ist der Einfachheit halber nicht dargestellt.
Es kann sich um ein Walzengerüst zum
Fertigwalzen von Kunststoff- oder Metallfolien usw. oder z.B. um ein Kalanderwerk mit Streichwalzen zum Veredeln, insbesondere Beschichten von Materialbahnen handeln, also vorzugsweise für Anwendungen, bei denen es auf die Einhaltung eines relativ engen Walzenspaltes 5 mit hoher absoluter
Genauigkeit (im Bereich von Mikrometer) und bei geringen oder praktisch fehlenden Gegenkräften (Verformungskräf ten) seitens der Materialbahn auf die Walzen ankommt.
Die jedem Lagerzapfen SA, 8B der zustellbaren Walze 4 zugehörige Lageranordnung 1OA, lOB weist zwei getrennte, nebeneinander montierte Radiallager 11 und 12 auf (diese wie auch die nachfolgend beschriebenen Anlageteile sind in Fig. 1 nur auf der linken Seite bezeichnet, weil beide Seiten identisch aufgebaut sind). Mindestens das eine dieser Lager aufjeder Walzenseite ist in Zustellrichtung zwischen vorzugsweise mit dem Walzenständer verbundenen Seitenführungen geführt (in Fig. 2 schematisch angedeutet und mit 17 bezeichnet), jedoch kann auch mit andern Mitteln das seitliche Ausweichen der Walze 4 verhindert werden.
Das eine der beiden Radiallager, vorzugsweise das näher beim Walzenballen liegende Lager 11, ist mit einem als geführtes Stellorgan dienenden hydraulischen Stellzylinder 13 (Zylinder! Kolbeneinheit) verbunden, während das andere Lager 12 mit einem - hier ebenfalls als hydraulischer Stellzylinder ausgeführten - Kraftorgan 14 verbunden ist, welches eine zur (positiven) Zustellrichtung des Stellorgans 13 entgegengesetzt gerichtete Kraft auf das Lager 12 ausübt. Der Kraftschluss bei der Walzenzustellung ist durch Verbindung der (beidseitigen) Stellorgane sowie der Kraftorgane mit dem Walzenständer 1 hergestellt.
Bei der dargestellten, bevorzugten Anordnung beider Organe 13 und 14 auf der gleichen Seite des Walzenzapfens 8 bzw. des Walzenspaltes 5 übt das Kraftorgan 14 einen ständigen Zug auf das Lager 12 aus, jedoch könnte das Kraftorgan grundsätzlich auch, wie in Fig. 1 strichpunktiert angedeutet, zum Stellorgan 13 gegen überliegend angeordnet sein und das Lager 12 mit Druck belasten. Die nach Fig. 1 gewählte gleichseitige Anordnung beider Organe 13 und 14 und Ausbildung des Kraftorgans als Zuganker hat den Vorteil, dass temperaturbedingte Dimensionsänderungen im Ständer einerseits und in den Walzen und dem Stellmechanismus anderseits einander praktisch aufheben und somit ohne Einfluss auf die Weite des Walzenspaltes 5 bleiben.
Zur vorzugsweisen selbsttätigen Regelung des Walzenabstandes bzw. der Spaltweite ist der hydraulische Stellzylinder 13 über ein hydraulisches Regelventil 31 und die Leitungen 32 und 36 mit der Druckquelle 30 (hydraulische Pumpeneinheit) verbunden; an derselben Druckquelle sind auch die Stellzylinder 14 über ein Druckregelventil 33 und Leitungen 34 angeschlossen. Einem Regelverstärker 24 für jede Seite wird einerseits ein von einem Walzenabstandsgeber 20 erzeugtes Messignal als Istwert über die Leitung 21 und anderseits ein einstellbares Sollwertsignal über die Leitung 22 zugeführt. Das vom Regelverstärker 24 erzeugte Ausgangssignal gelangt als Stellwert über die Leitung 25 zum Regelventil 31.
Durch die Druckbeaufschlagung des Zylinders 14 wird eine konstante Gegenkraft zur Stellkraft des Zylinders 13 ausgeübt, wobei jedoch die regelbare Stellkraft die Gegenkraft jederzeit bei Bedarf zu überwinden vermag. Dadurch wird, wie links in Fig. 1 angedeutet, jegliches Radialspiel in der durch die Lager 11 und 12 gebildeten form- und kraftschlüssigen Lageranordnung in Zustellrichtung dauernd aufgehoben, so dass eine äusserst genaue Regelung der Spaltweite auch ohne besonders auf Spielfreiheit ausgesuchte und damit teure Lager möglich ist.
Das Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 unterscheidet sich vom vorangehend beschriebenen im wesentlichen nur in der Gestaltung des Stellorgans und des Kraftorgans, weshalb nur die Lagerung der einen Seite der zustellbaren Walze 4 dargestellt und die feststehende Walze 2 nur angedeutet ist; Anlageteile, die mit solchen nach Fig. 1 und 2 übereinstimmen, sind mit gleichen Bezugszahlen wie dort bezeichnet.
Als mit dem einen Lager 11 verbundenes Stellorgan ist gemäss Fig. 3 ein doppelt wirkender hydraulischer Stellzylinder 13' vorgesehen, welcher über Leitungen 32 und 32' an ein entsprechendes elektro-hydraulisches Regelventil 31' angeschlossen ist. Vorzugsweise ist an die Druckleitung 32 für die positive Zustellrichtung der Walze 4 ein Druckbegrenzungsventil 37 angeschlossen, aus Gründen, die weiter unten im Zusammenhang mit der Wirkungsweise erläutert werden.
Mit dem zweiten Lager 12 ist dagegen als Kraftorgan ein mechanischer Zuganker (Dehnanker) 15 verbunden. Dieser besteht zwecks Längeneinstellung z. B. aus zwei ineinander verschraubten Teilen, von denen der eine drehbar am Lager 12 und der andere am Walzenständer 1 verankert ist; als einfache Möglichkeit zur Längenfixierung während des Betriebs ist eine Gegenmutter 16 angedeutet. Es ist zu erwähnen, dass diese einfache Ausführungsform eines längeneinstellbaren Zugankers nur zur Darstellung des Wirkungsprinzips der Anordnung gewählt ist; für die konkrete Ausführung empfiehlt sich zur bequemen und präzisen Längeneinstellung z. B. eine reibungsarme, drehmomentfreie Kugelumlaufspindel mit fernsteuerbarem, motorischem Drehantrieb an sich bekannter Bauart, wobei ein Getriebe mit Selbsthemmung für die exakte Fixierung der justierbaren Ankerlänge zu verwenden ist.
Der mechanische Zuganker 15 ist so zu bemessen und die Grundeinstellung von dessen Länge ist so zu wählen, dass er bei der grössten betriebsmässig einzustellenden Spaltöffnung 5 zwischen den Walzen 2, 4 bereits vom Stellorgan 13' vorgespannt ist und über den betriebsmässigen Einstellbereich der Spaltweite (Arbeitsbereich der Regelung bzw. des Stellzylinders 13') im elastischen Dehnbereich beansprucht wird, wobei also in Schliessrichtung , d. h. mit kleiner werdender Spaltweite, die der Stellkraft des Zylinders 13' entgegenwirkende Zugkraft des Ankers 15 zunimmt. Wie leicht einzusehen ist, bewirkt so der vorgespannte, mechanische Anker 15 eine dauernde Spielaufhebung in der Lageranordnung 10 und im Zusammenwirken mit dem Stellorgan 13' eine einwandfreie, form- und kraftschlüssige Führung des Lagerzapfens 8 im Stellbereich.
Jedoch ermöglicht die Verwendung eines Kraftorgans mit vom Stellweg bzw. der Spaltöffnung abhängiger Gegenkraft z. B. gemäss Fig. 3 die Lösung einer weiteren Aufgabe, nämlich ein Gegeneinanderschlagen und damit die Beschädigung der Walzenballen zuverlässig zu verhindern. Dies wäre bei geforderten, regelbaren Nennspaltweiten von wenigen Mikrometern und insbesondere bei geringer oder fehlender Verformungskraft im Walzenspalt (Folienwalz- oder -Auftragswerke) etwa mit einem starren Anschlag für den Lagerzapfen bzw. dessen Lagerung kaum zu bewerkstelligen, wenn man bereits die praktisch vorkommenden Walzen Exzentrizitäten und ferner temperaturbedingte Dimensions änderungen von Walzen und Ständer bedenkt.
Die Lösung dieses Problems gelingt mit der wegabhängig zunehmenden Gegenkraft des Kraftorgans 15 in Verbindung mit einer Begrenzung der vom Stellorgan 13' ausübbaren Stellkraft, was anahand des Diagramms nach Fig. 4 verdeutlicht werden soll. Im Diagramm zeigt die Kennlinie 38 den Verlauf der vom Kraftorgan ausgeübten Gegenkraft in Funktion der Spaltweite des Walzenspaltes 5, z.B. die Federkennlinie nach dem Hooke'schen Gesetz eines elastisch gedehnten Zugankers. Der betriebsmässige Arbeitsbereich des Stellorgans bei der Regelung der Spaltweite s ist mit H bezeichnet; die jeweilige Stellposition im Betrieb verändert sich innerhalb diesem Bereich einerseits infolge von Sollwert änderungen, aber auch infolge von Störeinflüssen wie Exzentrizität oder Unrundheit der Walzen während des Walzenumlaufs.
Wird nun die maximal mögliche Stellkraft des Stellorgans auf einen Wert Fb begrenzt, der der Gegenkraft bei noch endlicher Spaltweite s gemäss der Kennlinie 38 entspricht, so bedeutet dies gleichzeitig die Begrenzung des Stellbereiches H in Schliessrichtung, d. h. das völlige Schliessen des Walzenspaltes und damit das gefährliche Zusammenschlagen der Walzen ist verunmöglicht. Die Stellkraftbegrenzung des Stellzylinders 13' kann gemäss Fig. 3 durch ein Druckbegrenzungsventil 37 an der Druckleitung 32 zum Stellzylinder oder auch durch geeignete Druckbegrenzung bereits in der Druckquelle (Hydraulikpumpe) vorgenommen werden.
Zur Einstellung der Anordnung wird zweckmässig so vorgegangen, dass zunächst diejenige Drehlage der Walzen 2 und 4 ermittelt wird, welche die geringste Spaltweite s ergibt; anschliessend wird die Längeneinstellung des Zugankers 15 bei entsprechender (gemäss der Kennlinie 38) mechanischer Vorspannung für einen bestimmten Kalibrierwert vorgenommen.
DESCRIPTION
The invention relates to a roll stand with a fixedly mounted and an deliverable roll, the double-sided bearing journals of the latter each being guided in a bearing arrangement which can be displaced relative to the fixedly mounted roll for the purpose of adjusting the roll gap by means of an adjusting mechanism.
In the manufacture and finishing of material webs using roll stands, e.g. Rolling metal and Konststoffolien, coating of foils and tapes by means of calender and coating rolls, etc., there is often the requirement to keep the roll gap (roll gap) as accurate as possible. Apart from the requirement for a uniformly thick product, it should generally be possible to drive as close as possible to the lower tolerance limit of the guaranteed thickness for economic reasons (material savings) when rolling, especially when applying expensive coating materials. In addition to a highly developed control technology that u. a. is able to continuously compensate for an out-of-roundness or eccentricity of the roller bales during the roller circulation, so far a very precise and correspondingly complex storage of the roller taps has been required.
Even a small bearing play is particularly annoying when the one that passes through the nip
Material web exerts only relatively small opposing forces on the pair of rollers, such as in the production of plastic films or in film coating with pasty or liquid application materials. In particular, one reaches the limits of the possibilities in terms of storage technology if a high relative accuracy with deviations of less than 1 micrometer is to be maintained with already small strip thicknesses or gap widths.
The invention is based on the object of designing a roll stand in such a way that a high degree of accuracy in maintaining the roll gap can be achieved without extreme demands on the storage, in particular of the roll that can be delivered, and also in applications where the reaction forces of the rolling stock on the pair of rolls are low or are indefinite.
According to the invention, this object is achieved in that the bearing arrangement of each bearing journal of the deliverable roller contains two separate radial bearings next to one another, one of which is connected to a guided actuator and the other to a force element which is opposite to the direction of advance of the actuator.
This ensures that the trunnions are permanently non-positively and completely free of play and consequently the exact roller position is guaranteed by the actuator according to the guide size without interference from the bearing.
Claims 2 and 3 name two different advantageous combinations of actuator and force element. With the arrangement according to claim 4, it is in particular possible to rule out mutual contact and thus damage to the rolls, even with an extremely small roll gap. Claim 5 specifies an arrangement which practically eliminates temperature-related fluctuations in expansion of roll bales and stands as a disturbing variable.
Exemplary embodiments of the invention are explained in more detail below in connection with the drawing.
1 schematically shows a roll stand according to a first embodiment with associated control device for the roll gap,
FIG. 2 is a side view of the roll stand according to FIG. 1,
Fig. 3 shows a second embodiment in an analogous representation as Fig. 1, but only the storage is shown on one side, and
FIG. 4 is a force / displacement diagram to illustrate a preferred mode of operation of the arrangement according to FIG. 3.
1 and 2, the one roller 2 is fixedly mounted in the roller stand 1, while the other roller 4 can be moved relative to the roller 2 in order to change the roller gap 5 through which the material web 6 (FIG. 2) passes. For this purpose, the double-sided bearing journals 8A and 8B of the roller 4 are each guided in a bearing arrangement 10A, 10B, and each of these bearing arrangements can be moved essentially radially to the roller 2 by means of an associated adjusting mechanism described in more detail below. The roller drive is not shown for the sake of simplicity.
It can be a roll stand for
Finishing rolling of plastic or metal foils etc. or e.g. a calender with coating rollers for finishing, in particular coating material webs, that is, preferably for applications in which it is important to maintain a relatively narrow nip 5 with high absolute
Accuracy (in the range of micrometers) and with little or practically no counterforce (deformation forces) on the part of the material web depends on the rollers.
The bearing arrangement 1OA, 10B associated with each bearing journal SA, 8B of the deliverable roller 4 has two separate radial bearings 11 and 12 mounted next to one another (these and the system parts described below are only designated on the left-hand side in FIG. 1 because both sides are identical are built up). At least one of these bearings on each roller side is guided in the infeed direction between side guides which are preferably connected to the roller stand (indicated schematically in FIG. 2 and denoted by 17), but the lateral deflection of the roller 4 can also be prevented by other means.
One of the two radial bearings, preferably the bearing 11 closer to the roll barrel, is connected to a hydraulic actuating cylinder 13 (cylinder! Piston unit) serving as a guided actuating member, while the other bearing 12 is connected to a force member 14, which is likewise designed as a hydraulic actuating cylinder which exerts a force on the bearing 12 which is opposite to the (positive) feed direction of the actuator 13. The frictional connection during the roller feed is established by connecting the (double-sided) actuators and the force organs to the roller stand 1.
In the illustrated, preferred arrangement of both members 13 and 14 on the same side of the roll neck 8 or the nip 5, the force member 14 exerts a constant tension on the bearing 12, but the force member could in principle also, as indicated by dash-dotted lines in FIG. 1 , To be arranged opposite to the actuator 13 and load the bearing 12 with pressure. 1 selected equilateral arrangement of both organs 13 and 14 and design of the force element as a tie rod has the advantage that temperature-related dimensional changes in the stator on the one hand and in the rollers and the adjusting mechanism on the other hand virtually cancel each other out and thus have no influence on the width of the nip 5 stay.
For preferably automatic control of the roller spacing or the gap width, the hydraulic actuating cylinder 13 is connected to the pressure source 30 (hydraulic pump unit) via a hydraulic control valve 31 and the lines 32 and 36; the actuating cylinders 14 are also connected to the same pressure source via a pressure control valve 33 and lines 34. A control amplifier 24 for each side is supplied on the one hand with a measurement signal generated by a roller spacer 20 as the actual value via line 21 and on the other hand with an adjustable setpoint signal via line 22. The output signal generated by the control amplifier 24 reaches the control valve 31 as a control value via the line 25.
The pressurization of the cylinder 14 exerts a constant counterforce to the actuating force of the cylinder 13, but the controllable actuating force is able to overcome the counterforce at any time if necessary. As a result, as indicated on the left in Fig. 1, any radial play in the positive and non-positive bearing arrangement formed by the bearings 11 and 12 in the feed direction is permanently eliminated, so that an extremely precise control of the gap width is also selected without clearance and thus expensive bearings is possible.
The embodiment of FIG. 3 differs from the previously described essentially only in the design of the actuator and the force element, which is why only the storage of one side of the roller 4 that can be moved is shown and the fixed roller 2 is only indicated; Parts of the plant which correspond to those according to FIGS. 1 and 2 are identified by the same reference numerals as there.
3, a double-acting hydraulic actuating cylinder 13 'is provided, which is connected via lines 32 and 32' to a corresponding electro-hydraulic control valve 31 '. A pressure limiting valve 37 is preferably connected to the pressure line 32 for the positive feed direction of the roller 4, for reasons which are explained below in connection with the mode of operation.
In contrast, a mechanical tie rod (expansion anchor) 15 is connected to the second bearing 12 as a force element. This is for the purpose of length adjustment z. B. from two parts screwed together, one of which is rotatably anchored to the bearing 12 and the other to the roll stand 1; a lock nut 16 is indicated as a simple possibility for fixing the length during operation. It should be mentioned that this simple embodiment of a length-adjustable tie rod is chosen only to illustrate the principle of operation of the arrangement; for the concrete version is recommended for convenient and precise length adjustment z. B. a low-friction, torque-free ball screw with remote-controlled, motorized rotary drive known design, wherein a gear with self-locking is to be used for the exact fixation of the adjustable armature length.
The mechanical tie rod 15 is to be dimensioned and the basic setting of its length is to be selected such that it is already pretensioned by the actuator 13 'at the largest gap opening 5 to be set between the rollers 2, 4 and over the operational setting range of the gap width (working range the control or the actuating cylinder 13 ') is claimed in the elastic expansion range, so in the closing direction, d. H. with a decreasing gap width, which increases the pulling force of the armature 15 counteracting the actuating force of the cylinder 13 '. As can easily be seen, the prestressed, mechanical anchor 15 causes permanent clearance in the bearing arrangement 10 and, in cooperation with the actuator 13 ', leads to a perfect, positive and non-positive guidance of the bearing pin 8 in the adjusting area.
However, the use of a force organ with a counter force dependent on the travel or the gap opening enables z. 3, the solution of a further task, namely to knock against each other and thus reliably prevent damage to the roll bales. With the required, adjustable nominal gap widths of a few micrometers and in particular with little or no deformation force in the roll gap (film rolling or application units), this would hardly be possible with a rigid stop for the bearing journal or its bearing, if one already has the practically occurring roll eccentricities and also temperature-related dimensional changes of rollers and stands.
This problem is solved with the counter force of the force element 15, which increases as a function of the path, in conjunction with a limitation of the force that can be exerted by the control element 13 ', which is to be illustrated using the diagram according to FIG. In the diagram, the characteristic curve 38 shows the course of the counterforce exerted by the force element as a function of the gap width of the roller gap 5, e.g. the spring characteristic according to Hooke's law of an elastically stretched tie rod. The operational range of the actuator when regulating the gap width s is denoted by H; The respective position during operation changes within this range on the one hand as a result of changes in the setpoint, but also as a result of disturbing influences such as eccentricity or out-of-roundness of the rolls during the roll rotation.
If the maximum possible actuating force of the actuating member is now limited to a value Fb which corresponds to the counterforce with a finite gap width s according to the characteristic curve 38, this means at the same time the limitation of the actuating range H in the closing direction, i. H. the complete closing of the roll gap and thus the dangerous collapse of the rolls is impossible. The actuating force of the actuating cylinder 13 'can, according to FIG. 3, be carried out by a pressure relief valve 37 on the pressure line 32 to the actuating cylinder or by suitable pressure limitation already in the pressure source (hydraulic pump).
To set the arrangement, it is expedient to proceed by first determining the rotational position of the rollers 2 and 4 which gives the smallest gap width s; Then the length adjustment of the tie rod 15 is carried out with a corresponding (according to the characteristic curve 38) mechanical preload for a specific calibration value.