JPWO2013042204A1 - 冷間圧延機、タンデム圧延設備、可逆圧延設備、圧延設備の改造方法および冷間圧延機の運転方法 - Google Patents

冷間圧延機、タンデム圧延設備、可逆圧延設備、圧延設備の改造方法および冷間圧延機の運転方法 Download PDF

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Abstract

６段圧延機の作業ロールを小径化することで、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延を可能とし、かつクラスタータイプの多段圧延機のような小径作業ロールミル使用による生産低下を生じないようにする。最小板幅が600mm以上でかつ最大板幅が1,500mm以上1,900mm以下の金属板１を圧延する冷間圧延機５１において、圧延材１を圧延する上下一対の作業ロール２と、作業ロール２を夫々支持する上下一対の中間ロール３と、中間ロール３を夫々支持する上下一対の補強ロール４と、中間ロール３の軸方向シフト装置２３と、作業ロール２および中間ロール３のベンディング装置１０，１１とを備え、作業ロール２の直径を300mm以上400mm以下の範囲内とし、かつ中間ロール３の直径を560mm以上690mm以下の範囲内とする。

Description

本発明は、冷間圧延機、タンデム圧延設備、可逆圧延設備、圧延設備の改造方法および冷間圧延機の運転方法に関する。
設備仕様の最大板幅が1,500〜1,900mm程度の圧延設備において、普通鋼や高張力鋼の鋼板は、これまでの実績によれば、作業ロール径が420〜630mm程度の４段または６段圧延機のタンデム圧延設備で大量に生産されている。このことは、例えば非特許文献１に示されている設備仕様から確認できる。
一方、より硬い鋼板の圧延、そして、より高い圧下率の圧延に対応するためには、圧延機の作業ロール径を小さくすることが有効である。例えば、作業ロール径が概略200mm以下の代表的な圧延機として特許文献１に記載されるようなクラスタータイプの多段圧延機がある。これらはステンレス鋼板や電磁鋼板などの非常に硬い鋼板の生産に有利である。
特許第3034928号公報
日本鉄鋼協会 共同研究会鋼板部会コールドストリップ分科会編/改定 わが国におけるコールドストリップ設備仕様と工場レイアウト 第101回塑性加工学講座テキスト『板圧延の基礎と応用−クラウン・平坦度』62ページ図1.3.2
設備仕様の最大板幅が1,500〜1,900mm程度の圧延設備において、主に自動車に用いられる普通鋼や高張力鋼の鋼板は、作業ロール径が420〜630mm程度の４段または６段圧延機のタンデム圧延設備で生産されているが、近年、高張力鋼板の市場において、その需要が拡大しているとともに、これまで以上に硬い高張力鋼板のニーズ、さらに同じ硬さの高張力鋼板でもより高い圧下率で圧延するニーズが高まっている。このように、より硬い鋼板の圧延、そして、より高い圧下率の圧延ニーズに対応するために、以下に述べるような２つの手段が考えられる。
まず１つめは、圧延機の作業ロール径を小さくすることであり、作業ロール径が200mm以下の代表的な圧延機として上述したクラスタータイプの多段圧延機がある。
しかし、クラスタータイプの多段圧延機などの小径作業ロールミルは、大量生産には不向きで、高い生産性は望めない。
２つめは、従来の仕様のタンデム圧延機において、そのスタンド数を増やす方法である。ひとつのスタンドの圧延能力が変わらなくても、スタンド数を増やすことにより、タンデム圧延機トータルの圧下能力は向上する。すなわち、生産性が高いというタンデム圧延機の特徴を維持しつつ、より硬い鋼板の圧延や、より高い圧下率での圧延が可能となる。しかしながら、圧延機のスタンド数を増やすということは、新設工事では初期投資、改造工事では追加投資が大幅に増えることになる。
このように、上記従来の圧延設備では、クラスタータイプの多段圧延機のような小径作業ロールミル使用による生産低下、スタンド増設による大幅なコストアップなどの問題点があった。
本発明の目的は、６段圧延機の作業ロールを小径化することで、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延を可能とし、かつクラスタータイプの多段圧延機のような小径作業ロールミル使用による生産低下を生じない冷間圧延機、タンデム圧延設備、可逆圧延設備、圧延設備の改造方法および冷間圧延機の運転方法を提供することである。
本発明の他の目的は、従来のタンデム圧延設備の持つ高い生産性を維持し、かつスタンド数を増設することなく、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延が可能な冷間圧延機、タンデム圧延設備、圧延設備の改造方法および冷間圧延機の運転方法を提供することである。
上記目的を達成する第１の発明は、最小板幅が600mm以上でかつ最大板幅が1,500mm以上1,900mm以下の鋼板を圧延する冷間圧延機において、上下一対の作業ロールと、該作業ロールを夫々支持する上下一対の中間ロールと、該中間ロールを夫々支持する上下一対の補強ロールと、該中間ロールの軸方向シフト装置と、該作業ロールおよび該中間ロールのベンディング装置とを備え、該作業ロールの直径を300mm以上400mm以下の範囲内とし、かつ前記中間ロールの直径を560mm以上690mm以下の範囲内としたことを特徴とする。
本発明者等は、６段の冷間圧延機において、板形状を良好に保ち、ロール間接触圧力を許容範囲（限界）内に納められるロール径の組み合わせを検討した結果、上記のような作業ロール径と中間ロール径の組み合わせが見いだされ、これにより従来よりも高い圧下率を得ることができることが分かった。その結果、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延が可能となる。
また、６段圧延機であるため、クラスタータイプの多段圧延機のような小径作業ロールミル使用による生産低下を防止することができる。
さらに、従来よりも小径の作業ロールを使用することで、本発明の冷間圧延機を少なくとも１スタンド用いてタンデム圧延設備を構成した場合は、従来のタンデム圧延設備の持つ高い生産性を維持し、かつスタンド数を増設することなく、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延が可能となる。
第２の発明は、上記第１の発明において、前記圧延機の駆動装置として、前記作業ロールを回転駆動する作業ロール駆動装置を設けたことを特徴とする。
作業ロール駆動により中間ロールや補強ロールの間接駆動に比べ、ロール間のスリップの心配が無い。
また、板破断が起き、破断した鋼板が上下の作業ロール間に折り重なるように噛み込んだり、あるいは作業ロールに巻き付いたりして、作業ロールが急激に停止した場合、作業ロール駆動装置に過負荷防止装置を設けておくことで、直ちに過負荷防止装置が働いて圧延機を停止することができる。
さらに、中間ロール駆動の場合に発生する作業ロールへの駆動接線力が無いため、それによる作業ロールの水平方向への撓みが発生せず、圧延機が持つ本来の形状制御能力を発揮することができる。
第３の発明は、上記第２の発明において、前記作業ロール駆動装置は、電動機の駆動力を前記作業ロールに伝達するギアタイプのスピンドルを有することを特徴とする。
これにより同じスピンドル径であっても、クロスピンタイプに比べ大きな伝達トルクを得ることができる。
第４の発明は、上記第２又は第３の発明において、前記作業ロール駆動装置は、前記スピンドルの破損を防止するための過負荷防止装置を有することを特徴とする。
これにより板破断が起き、破断した鋼板が上下の作業ロール間に折り重なるように噛み込んだり、あるいは作業ロールに巻き付いたりして、作業ロールに過負荷が発生した場合、直ちに過負荷防止装置が働いて、スピンドルを破損することなく圧延機を停止することができる。
第５の発明は、上記第１〜第４のいずれかの発明において、前記作業ロール及び前記中間ロールのいずれか一方のロールを他方ロールの軸芯に対し、圧延方向の入側乃至は出側にオフセットさせることが可能なロールオフセット装置を更に備えることを特徴とする。
これにより作業ロールの水平方向の撓みをできる限り小さく抑え、安定操業が可能となる。
第６の発明は、上記第１の発明において、前記圧延機の駆動装置として、前記中間ロールを回転駆動する中間ロール駆動装置を設けたことを特徴とする。
これにより通常、中間ロール径は作業ロール径より大きく設計されるので、駆動装置の駆動スピンドルも中間ロール径の範囲内で設計できるため、必要なトルクに対し十分な強度に製作できる。
第７の発明は、上記第６の発明において、前記中間ロール駆動装置は、電動機の駆動力を前記中間ロールに伝達するクロスピンタイプのスピンドルを有することを特徴とする。
これによりギアスピンドルを使用する場合に比べてロール駆動装置が安価になる。
第８の発明は、上記第６又は第７の発明において、前記作業ロール及び前記中間ロールのいずれか一方のロールを他方のロールの軸芯に対し、圧延方向の入側乃至は出側にオフセットさせることが可能なロールオフセット装置を更に備えることを特徴とする。
これにより作業ロールの水平方向の撓みをできる限り小さく抑え、安定操業が可能となる。
第９の発明は、複数スタンドの圧延機を備えた圧延機列を有するタンデム圧延設備であって、前記複数スタンドの圧延機は、上述した第１〜第８のいずれかの発明における冷間圧延機を少なくとも１スタンド含むことを特徴とする。
前記複数スタンドの圧延機は、全て、上述した第１〜第８のいずれかの発明における冷間圧延機であってもよい。
これにより従来のタンデム圧延設備の持つ高い生産性を維持し、かつスタンド数を増設することなく、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延が可能となる。
第１０の発明は、少なくとも１台の可逆圧延機を有する可逆圧延設備であって、前記可逆圧延機は上述した第１〜第８のいずれかの発明における冷間圧延機を少なくとも１台含むことを特徴とする。
これにより可逆圧延設備において、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延を可能とし、かつクラスタータイプの多段圧延機のような小径作業ロールミル使用による生産低下を防止することができる。
第１１の発明は、１スタンドもしくは複数スタンドの圧延機を備えた圧延設備の改造方法であって、少なくとも１スタンドの圧延機を上述した第１乃至第８のいずれかの発明における冷間圧延機に変更することを特徴とする。
これにより圧延設備がタンデム圧延設備である場合は、従来のタンデム圧延設備の持つ高い生産性を維持し、かつスタンド数を増設することなく、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延が可能となる。
また、圧延設備が可逆圧延設備である場合は、既存の設備を利用して、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延が可能となる。
第１２の発明は、冷間圧延機の運転方法であって、上述した第１乃至第８のいずれかの発明における冷間圧延機を用い、前記鋼板を１２％よりも高い圧下率にて圧延することを特徴とする。
本発明によれば、作業ロールを小径化することで、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延を可能とし、かつクラスタータイプの多段圧延機のような小径作業ロールミル使用による生産性の低下を防止することができる。
また，本発明によれば、従来のタンデム圧延設備の持つ高い生産性を維持し、かつ、スタンド数を増設することなく、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延が可能となる。
図１は６段圧延機の側面図である。 図２は、図１のＡ方向における断面矢視図を示す。 図３は、図１のＢ方向における断面矢視図を示す。 図４は、良好な板形状を確保可能な最大荷重の観点から、各作業ロールに対して種々の中間ロール径を組合せた場合の、板形状を良好に保ち得る限界荷重を示したグラフである。 図５は、図４で得られた、各作業ロール径と作業ロールに対する最適な中間ロール径の組合せにおいて、ロールの強度から許容されるロール間の接触圧力をもとに、許容できる圧延荷重をシミュレーションにより求めた結果を示す図である。 図６は、図４で得られた、各作業ロール径と作業ロールに対する最適な中間ロール径の組合せにおいて、板形状を良好に維持できる限界の圧延荷重を、図５に追記した図である。 図７は、図６から求めた許容圧延荷重を負荷して圧延を行った際に各作業ロール径で得られる圧下率をシミュレーションにより求め、これを図６に追記した図である。 図８は、中間ロール径をある値で一定にし、作業ロール径を変化させた場合の中間ロール径と各作業ロール径の組み合わせにおける図７と同様の検討結果を示す図である。 図９は板幅を600mmと1,900mmに変えて行った場合の各作業ロール径と最適な中間ロール径との組み合わせにおける図７と同様の検討結果を示す図である。 図１０は、780MPa高張力鋼板の圧延において、前記作業ロール径340mmの場合と従来の作業ロール475mmの場合の必要スタンド数を比較検討した結果を示す図である。 図１１は、780MPa高張力鋼板の圧延において、前記作業ロール径340mmの場合と従来の作業ロール475mmの場合の各スタンドでの圧下率および累積圧下率を比較検討した結果を示す図である。 図１２は、1,180MPa高張力鋼板の圧延において、同様に、作業ロール径340mmの場合と作業ロール径475mmの場合の必要スタンド数を比較検討した結果を示す図である。 図１３は、1,180MPa高張力鋼板の圧延において、同様に、作業ロール径340mmの場合と従来の作業ロール475mmの場合の各スタンドでの圧下率および累積圧下率を比較検討した結果を示す図である。 図１４は作業ロール駆動方式の駆動系を圧延機側面から見た図である。 図１５はギヤタイプのスピンドルの概略縦断面図である。 図１６Ａはクロスピンタイプのスピンドルを示す概略縦断面図である。 図１６Ｂは図１６ＡのＡ−Ａ線断面図である。 図１７は、スピンドルカップリングの外径と最大伝達トルクの関係を示す図である。 図１８Ａは上下一対のスピンドルのカップリング部の一般的な配置を示す図である。 図１８Ｂは、スピンドル強度を向上できるカップリング部の配置を示す図である。 図１９Ａは、過負荷防止装置として、スピンドル式の油圧式トルクリミッターを設けた作業ロール駆動装置を示す図である。 図１９Ｂは、過負荷防止装置として、カップリング式の油圧式トルクリミッターを設けた作業ロール駆動装置を示す図である。 図１９Ｃは、過負荷防止装置として、ギアボックスの出力軸を電動機に接続するカップリングにシャーピンを設けた構成を示す図である。 図２０Ａは作業ロールオフセット方法を示す図である。 図２０Ｂは中間ロールオフセット方法を示す図である。 図２１は中間ロール駆動方式の駆動系を圧延機側面から見た図である。 図２２は、本発明の冷間圧延機を用いて構成したタンデム圧延設備の実施の形態を示す図である。 図２３は、本発明の冷間圧延機を用いた構成した可逆圧延設備の実施の形態を示す図である。 図２４は、本発明の冷間圧延機を用いて行ったタンデム圧延設備の改造例を示す図である。 図２５は、本発明の冷間圧延機を用いて行ったタンデム圧延設備の他の改造例を示す図である。 図２６は、良好な板形状を示す図である。 図２７は、良好な板形状とはいえない板形状を示す図である。
従来、前述のように、主に自動車用に用いられる普通鋼板や高張力鋼板は大量生産が要求されるため、ロールが縦一列に配置された４段や６段のタンデム式の圧延設備が用いられており、前述のように、その作業ロール径は従来420〜530mm程度であった。しかし、これまで以上に硬い高張力鋼板の圧延ニーズ、さらに同じ硬さの高張力鋼板でもより高い圧下率で圧延するニーズが高まっており、これらのニーズに対応するには、タンデム圧延機において、従来よりも作業ロールを小径化することが必要となる。
ここで、本発明の背景となっているタンデム圧延機の小径化の傾向と現状について説明する。
従来420〜530mm程度の作業ロール径が使用されてきた事実は前述のとおりであるが、歴史的にみると、作業ロール径は年々変化しており、小径化の傾向があることが非特許文献２に示されている。この傾向は、より薄く、より硬い圧延材の市場ニーズが高まっているからではないかと思われる。本発明の対象としている普通鋼や高張力鋼でも、自動車用として使用される場合、世界的に環境保護の意識が高まる中、燃費向上のための車体の軽量化、および衝突時の安全性確保のための強度向上、の両立が求められており、薄く硬くという要求が強まっている。従って、このようなニーズに応えるため、圧延機の作業ロールの小径化は必然の流れであるが、前述のような作業ロール径の範囲に留まっているのが現実である。
その主たる要因として、従来は、タンデム圧延機における作業ロールの小径化と圧延機の圧下能力の関係についての検討が十分になされていなかったことが考えられる。発明者らは、タンデム圧延機における作業ロールの小径化にあたって圧延機の圧下能力に着目し、形状制御性やロール間の接触圧力に与える作業ロール径の影響と圧下率を総合的に検討した結果、圧下能力においてある最適な作業ロール径の範囲があるという新しい知見を得た。そしてその知見によると、作業ロールを従来実績より２０〜２５％小径化できることを確認した。
以下に、本発明における、小径化を主眼においた最適作業ロール径の導出について詳細の説明を行う。
まず、本発明が係わる冷間圧延機の構成を図１〜図３を用いて説明する。図１は６段圧延機の側面図を示し、図２及び図３は、図１のそれぞれＡ，Ｂ方向における断面矢視図を示す。
図１に示すように、６段圧延機５１は、金属板である圧延材（鋼板）１に直接接して圧延する上下一対の作業ロール２と、この作業ロール２を夫々支持する上下一対の中間ロール３と、この中間ロール３を夫々支持する上下一対の補強ロール４とを備えている。作業ロール２及び中間ロール３のロール端には各々軸受箱８及び軸受箱９が取り付けられ、図２に示すように、これらの軸受箱８及び軸受箱９に垂直方向の力を作用させることにより各ロールを撓ませる作業ロールベンディング装置１０及び中間ロールベンディング装置１１が設置されている。そして、補強ロール４の軸受箱６を介して、ハウジング５で支持する構造としてある。
ハウジング５の下部には圧下手段として油圧圧下装置７が設置され、この圧下手段によって下補強ロール４の軸受箱６を上下動させて圧延材１を圧下する。
尚、作業ロールベンディング装置１０は、作業ロールに対して、インクリーズベンディングおよびデクリーズベンディングを与えることができる。
また、上下一対の中間ロール３には、ロール軸方向に移動可能なようにロールシフト装置２３（図３）が設置されている。このシフト装置２３の例を図３を用いて説明する。中間ロール３の軸受箱９は、中間ロールオフセット装置１９に挟まれ、その中間ロールオフセット装置１９は、プロジェクトブロック１７に嵌合しロール軸方向に移動可能なシフトブロック１２に組み込まれている。ここで、中間ロールオフセット装置１９は、中間ロール３を水平方向に移動させ、作業ロール２との相対位置を変える目的で設置しているが、構成、目的、作用の詳細については後述する。駆動側のシフトブロック１２と中間ロール軸受箱９は、油圧シリンダ１５により動作するキーパープレート１４を介し連結され、さらに、操作側のシフトブロック１２と駆動側のシフトブロック１２は、ステー１８により連結されている。これにより、中間ロール３とシフトブロック１２は一体となる。そして、ハウジング５に固定されたシフトフレーム２４には油圧シリンダ１６が設置されており、駆動側のシフトブロック１２と連結されている。このような構成によって、油圧シリンダ１６を駆動することで中間ロール３及びシフトブロック１２を、ロール軸方向で自由な位置に移動させることが可能となる。特に、中間ロールオフセット装置１９には、中間ロールベンディング装置１１が内蔵してあるため、中間ロール３をロール軸方向にシフトしても、かつ/または中間ロール３を水平方向に移動しても、ベンディング力の作用点は変わらないという特徴を備えている。
更に、本実施の形態では、図１に示されるように、中間ロール３のロール端には、通常先細りとなる１０００Ｒ程度のチャンファー３ａが付けられている。このチャンファー３ａの開始点と圧延材１の端部までの距離を、ＵＣδと呼称する。チャンファー３ａの開始点が、板端の外側にある場合は前記ＵＣδを正で表し、内側にある場合は負で表すものとする。
以上のような構成の圧延機５１をモデルとして、シミュレーションを行った結果を以下に説明する。
まず、以降の説明に出てくる「良好な板形状」について定義しておく。本発明では、作業ロール径、中間ロール径、板幅の組合せを種々変えて、圧延後の板クラウン形状のシミュレーションを行い、この板クラウン形状が以下の条件を満足し得る限界の荷重を、「形状を良好に保ち得る限界の荷重」と表現し、そのときの板形状を「良好な板形状」と定義することにした。
すなわち、
h(0)≧h(x) (0≦x≦b) ・・・式1
かつ、
δh(x)=0 (0＜x≦2/3b) ・・・式2
ここで、
x: 板幅中央部を原点とした板幅方向の座標
b: 板幅Bの半分
h(x): xにおける出側板厚
δh(x):xにおける板クラウン量(＝ h(0)‐h(x)) (mm)
図２６および図２７に具体例を示す。良好な板形状とは、図２６のように、中央板厚に対して、その他の部分が同じかあるいは薄く(式１)、かつ板幅の中央から2/3の位置までは板クラウンがゼロ(式２)であるような板クラウン形状である。逆に、図２７に示すように、中央板厚に対してその他の部分が厚いか、板幅の中央から2/3の位置よりも板幅中央寄りの位置から板クラウンがゼロ(式２)でなくなるような形状は、板クラウン形状は良好とは言えない。
次にシミュレーション結果を説明する。板材は板幅1,650mmの高張力鋼板を使用した。まず、図４は、各作業ロールに対して種々の中間ロール径を組合せた場合の、板形状を良好に保ち得る限界荷重を示したグラフである。横軸は中間ロール径であり、縦軸は圧延荷重(ここでは、単位板幅当たりの荷重：ton/mm)である。作業ロール径250mm, 300mm, 330mm, 340mm, 380mm, 400mm, 450mm, 475mmのそれぞれにおいて、中間ロール径を変化させ、板形状を良好に保ち得る限界の圧延荷重を計算した。作業ロール径330mmの場合と340mmの場合ではほとんど差異がなかったので、１つにまとめて表示した。その結果、次の事が言える。尚、図中の括弧内の数値は各作業ロール径に対する最適な中間ロール径を示す。
１．例えば、作業ロール径が475mmのとき、中間ロール径を500mmから順に大きくした場合、580mmまでは板形状を良好に保ち得る荷重の最大値は大きくなるが、580mmを超えると、それ以上中間ロール径を大きくしても板形状を良好に保てる荷重の最大値は変化せず、中間ロール径を大きくする効果は横ばいになることが分かる。このような場合、現実の操業では、ロール製作の初期コストやその後のランニングコストを考慮してロール径はできる限り小さい方を選定する。また、ロール径が大きくなると圧延機全体の寸法が大きくなることにもつながるので、設備投資の面では好ましくない。よって、作業ロール径が475mmの場合の最適な中間ロール径は580mmとなる。他の作業ロールについても同様に、それぞれ最適な中間ロール径が見出される。
２．作業ロール径が小さくなるに連れて、最適な中間ロール径は大きくなるが、これは、作業ロール径が小さいほど、荷重に対する作業ロール自身の剛性が下がるため、それを補うべく大きな径の中間ロールが必要となるためである。
３．作業ロール径が小さくなるに連れて、板形状を良好に保てる荷重は低くなる傾向がある。これは、作業ロール径が小さくなるに連れて、作業ロールベンダーの効果が板端近傍にしか及ばなくなるためである。
次に、図４で得られた、各作業ロール径と作業ロールに対する最適な中間ロール径の組合せにおいて、ロールの強度から許容されるロール間の接触圧力(ヘルツ応力)をもとに、許容できる圧延荷重(ここでは、単位板幅当たりの荷重：ton/mm)をシミュレーションにより求めた。その結果を図５に示す。横軸は作業ロール径であり、縦軸は圧延荷重(単位板幅当たりの荷重：ton/mm)である。尚、この検討は、ロール間の接触圧力（ヘルツ応力）が大きくなると、転動疲労によってロールの表面が剥離する（スポーリングを起こす）などの問題が発生するため、これを防止する観点から行ったものである。
これによると、作業ロール径が小さくなるに連れて、許容できる圧延荷重は大きくなる傾向にある。一般的に、当該ロールにおける接触圧力の限界はロールの硬度と関連が深く、硬度が高いほど許容できる接触圧力は高くなる。通常、補強ロール、中間ロール、作業ロールの順に硬度は高く製作されるため、許容できる接触圧力は、この順に高くなる。逆に、ロール間の接触圧力はロール径の組合せにより（幾何学的に）決まり、径が小さいほどロール間の接触圧力は高くなる。図５の場合、図４で説明したように、各作業ロール径に対する最適中間ロール径は、作業ロール径が小さくなるほど大きくなっている。図５において、作業ロール径が小さくなるほど許容できる荷重が増えているのはこのことが要因である。つまり、各ロール間の接触圧力と各ロールの強度を検討した結果、補強ロールの強度がネックになっており、中間ロール径が大きくなるほど中間ロールと補強ロール間の接触圧力が下がるため、図５のような傾向となって表れたのである。
さらに、図４で得られた、各作業ロール径と作業ロールに対する最適な中間ロール径の組合せにおいて、板形状を良好に維持できる限界の圧延荷重を計算し、図５に追記したものが図６である。図６から、実際の圧延において目安となる許容圧延荷重が得られる。すなわち、２つのグラフのうち小さい方の数値がその作業ロール径における許容圧延荷重となる。例えば、作業ロール径が475mmの場合は、接触圧力の限界から許容圧延荷重は1.22ton/mm程度となり、作業ロール径が250mmの場合は板形状の限界から許容圧延荷重は0.95ton/mm程度となる。
以上のようにして求めた許容圧延荷重を負荷して圧延を行った際に各作業ロール径で得られる圧下率をシミュレーションにより求め、これを図６に追記したものが図７である。図示右側の縦軸は圧下率（％）である。
これによると、作業ロール径が475mmから小さくなるに連れて得られる圧下率は次第に大きくなり、やがて、作業ロール径340mm付近でピークとなる。そしてさらに作業ロール径を小さくすると逆に圧下率は下がっていくことが分かる。さらに、作業ロール径が300〜400mmの範囲では、圧下率が約１４．５〜１５％程度でほぼ同等であるが、作業ロール径が300mmより小さい場合、および400mmより大きい場合は、いずれもそれよりも圧下率が低下することがわかった。作業ロール径が300〜400mmの範囲で得られる圧下率約１４．５〜１５％は、従来作業ロール径時に得られる圧下率約１２％に比べ２１〜２５％程度も高いことになる。このように、各作業ロール径において、板形状を良好に維持できる圧延荷重の限界とロール間の接触圧力から制約される圧延荷重の限界の両方観点から総合的に検討した結果、高い圧下率を得るという点で、300〜400mmの作業ロール径が適切であることを見出した。
また、作業ロール径のピーク値340mmの±5%を選択した場合、作業ロール径は320〜360mm程度となり、この場合はピーク値の圧下率とほぼ同等の１５．０％程度の高い圧下率が得られることが分かる。したがって、より高い圧下率を得るという点で、作業ロール径を320〜360mm（340±5%程度）の範囲とすることが最適であることを見いだした。
以上は、各作業ロール径と最適な中間ロール径の組合せによるロール間接触圧力の限界圧延荷重（図５）、板形状の限界圧延荷重（図６）および圧下率（図７）の検討結果であるが、中間ロール径は必ずしも最適な値でなくてもよい。すなわち、上述のように本発明の適切な作業ロール径のレンジは300〜400mmであり、作業ロール径が300mmの場合の最適な中間ロール径は630mm、作業ロール径が400mmの場合の最適な中間ロール径は600mmであることは、図４に示されているとおりである。そして、作業ロール径が400mmの場合も中間ロール径が600mm以上であれば、600mmの場合と同等の効果を得ることができる。つまり、300〜400mmの作業ロールにおいて最大の効果を得るために最低限必要な中間ロールの径は、600mmと630mmのうち大なる方の630mmということになる。一方、ロールには使用レンジがあり、それは一般的には１０％程度である。このことから、中間ロール630mmの1.1倍は、約690mmとなるので、作業ロール径300〜400mmに対する中間ロール径の上限は630〜690mmが最適であると言える。
図８は、中間ロール径をある値で一定にし、作業ロール径を変化させた場合の中間ロール径と各作業ロール径の組み合わせにおける図７と同様の検討結果を示す図である。中間ロール径は530mm, 550mm, 560mm, 630mm, 690mmの場合のものである。これらから分かるように、中間ロール径が630mm〜690mmの範囲内で変化した場合は、ロール間接触圧力の限界圧延荷重、板形状の限界圧延荷重および圧下率について、前述のように最適な中間ロール径との組合せの場合と同様に、作業ロール径が300〜400mmの範囲で圧下率のピーク値が得られることが分かる。また、中間ロール径の下限を定めようとした場合、「作業ロール径が300〜400mmの範囲で、従来の最適組合せ（作業ロール径475mmと中間ロール径580mm）で得られる圧下率約12%を上回る中間ロール径であれば効果あり」という判定基準を設けると、中間ロール径の下限は560mmになることが分かる。ここで、図８より、中間ロール径が550mmの場合は、作業ロール径が300mm付近で、得られる圧下率が12%よりも小さくなっており不適と判断した。
以上より、作業ロール径300〜400mmに適切な中間ロール径の範囲は、560〜690mmとなる。
また、図４〜図８は、板材を高張力鋼板とし、その板幅を1650mmとした場合のものであるが、図９は板幅を600mmと1,900mmに変えて行った場合の各作業ロール径と最適な中間ロール径との組み合わせにおける図７と同様の検討結果を示す図である。これらから分かるように、板幅が600mm〜1,900mmまで変化しても、ロール間接触圧力の限界圧延荷重、板形状の限界圧延荷重および圧下率について、板幅が1650mmの場合と同様、作業ロール径300〜400mmの範囲で高い圧下率となる傾向が得られる。
尚、今回のシミュレーションに使用した補強ロールの径は、板幅の最大が1,500〜1,900mm程度の圧延機に従来採用されている1370mmとした。しかし、これは一例であり、前述板幅の圧延機において、必要な最大圧延荷重を支えることが可能な補強ロールのネック径およびネックベアリングのサイズから決定される補強ロール径であれば、それ以外の補強ロール径であっても構わない。この場合においても、図４〜図９に示すような作業ロール径とそれに対する最適な中間ロール径の組合せにおける限界の圧延荷重や圧下率の変化の傾向に変わりはなく、同じ補強ロール径で比較した場合、1370mmの補強ロール径を用いた場合と同様、従来の作業ロール径と中間ロール径の組合せよりも本発明のほうがより高い圧下率で圧延可能である。
次に、前述の作業ロール径300〜400mmの範囲で圧下率がほぼピークになる340mmの作業ロールの圧延機をタンデム圧延設備に適用した場合の効果について説明する。その際の最適中間ロール径は図４より620mmである。一方、対比する従来技術は、作業ロール径475mmのタンデム圧延設備で、その際の最適中間ロール径は同様に図４より580mmである。
まず、図１０は、780MPa高張力鋼板の圧延において、前記作業ロール径340mmの場合と従来の作業ロール475mmの場合の必要スタンド数を比較検討した結果である。図６に示した、接触圧力からくる許容圧延荷重と板形状を良好に保つことができる限界圧延荷重のどちらか小さい方の数値を見ると、作業ロール径が475mmの場合は1.22ton/mm、作業ロール径が340mmの場合は1.13ton/mmである。これらを各作業ロール径における許容圧延荷重として制限の目安とする。その結果、作業ロール径475mmの場合、圧延機のスタンドが５スタンドで許容圧延荷重内で所望の圧延が可能であることがわかる。一方、作業ロール径340mmの場合は、５スタンドでは許容荷重に対して余裕を持って所望の圧延が可能であり、さらに１スタンド少ない４スタンドでも所望の圧延が可能である。
ここで、図１１に、図１０における各スタンドでの圧下率と累積圧下率を、本発明と従来を比較して示す。尚、本発明は合計４スタンドの場合を、従来は合計５スタンドの場合を示す。まず、棒グラフは、各スタンドでの圧下率であるが、斜線は本発明を、白抜きは従来を示す。これを見ると、各スタンドにおいて、本発明は従来よりも４〜５％高い圧下率を得ることができている。一方、折れ線グラフは、各スタンド通過後の累積圧下率であるが、実線は本発明を、破線は従来を示す。両者を比較すると、３スタンドを通過した時点で、本発明は従来に比べて約１０％も多くの累積圧下率を得ることができており、まさにスタンド数を低減できる結果となっている。
次に、図１２は、1,180MPa高張力鋼板の圧延において、同様に、作業ロール径340mmの場合と従来作業ロール径475mmの場合の必要スタンド数を比較検討した結果である。まず、作業ロール径475mmの場合は、５スタンドで圧延しようとした場合は、前段から順次各スタンドでの圧延荷重を許容値内に抑えていくと、最終の第５スタンドで荷重が大きくならざるを得ず、結果的に所望の圧延はできないことになる。そこで、スタンド数を６に増やすと、全スタンドの荷重を許容値内に抑えることができ、圧延が可能となる。一方、作業ロール径340mmの場合は、全５スタンドでも所望の圧延が可能であり、従来の作業ロール径475mmに比べると１スタンド少なくて済むという大きなメリットが得られる。ここで、図１１と同様に図１２における各スタンドでの圧下率と累積圧下率を、本発明と従来を比較したものを図１３に示す。尚、本発明は合計５スタンドの場合を、従来は合計６スタンドの場合を示す。まず、棒グラフは、各スタンドでの圧下率であるが、斜線は本発明を、白抜きは従来を示す。これを見ると、各スタンドにおいて、本発明は従来よりも２〜３％高い圧下率を得ることができている。一方、折れ線グラフは、各スタンド通過後の累積圧下率であるが、実線は本発明を、破線は従来を示す。両者を比較すると、４スタンドを通過した時点で、本発明は従来に比べて約８％も多くの累積圧下率を得ることができており、まさにスタンド数を低減できる結果となっている。
以上のように、本発明によれば、従来よりも、より高い圧下率での圧延が可能となり、ひいてはタンデム圧延設備のスタンド数も低減可能という大きなメリットを享受することが可能である。
本発明の冷間圧延機には、圧延機の駆動方式として、作業ロール駆動、中間ロール駆動のどちらを採用しても良いが、次の理由により作業ロール駆動が好適である。
作業ロール駆動では、鋼板を圧延する作業ロールを直接駆動するので、中間ロールや補強ロールの間接駆動に比べ、ロール間のスリップの心配が無い。また、タンデム圧延設備での操業上の観点では、例えば、板破断が起きた場合、破断した鋼板が上下の作業ロール間に折り重なるように噛み込んだり、あるいは作業ロールに巻き付いたりして、作業ロールが急激に停止することがある。このような状態になると、作業ロール駆動の場合は、電動機からギアボックス（減速機）、そしてスピンドルへとトルクを伝達する駆動系に、直ちに過負荷が作用するため、駆動系の途中に設置している過負荷防止装置が働き、作業ロールへ伝達されるトルクは遮断され圧延機は停止することができる。ここで、過負荷防止装置としては、油圧式トルクリミッターと、シャーピンと呼ばれる過負荷が作用すると切断するピンを使う方法などがある。さらに作業ロール駆動のもうひとつの利点としては、作業ロールを直接駆動するため、中間ロール駆動の場合に発生する作業ロールへの駆動接線力が無く、それによって作業ロールが水平方向に撓むことはない。作業ロールが水平方向に撓まなければ、圧延機が持つ本来の形状制御能力を発揮することができ、製品品質上、大きなメリットとなる。
一方、中間ロール駆動では、通常、中間ロール径は作業ロール径より大きく設計されるので駆動スピンドルも中間ロール径の範囲内で設計できるため、必要なトルクに対し十分な強度に製作できる。しかし、その反面、前述のように板破断が起きた場合に、作業ロールが急激に停止しても、駆動している中間ロールは作業ロールとの間でスリップを起こしながら回転し続けることもあり、各ロールの損傷が非常に大きい。特に、タンデム圧延機で板破断が発生した場合は、複数のスタンドに影響が及ぶ。また、中間ロール駆動の場合、駆動接線力が作業ロールに作用するため、この駆動接線力が作業ロールを水平方向に撓ませる原因となる。作業ロールが水平方向に撓むと、板形状の悪化につながり、製品品質上、大きな問題となる。
したがって、本実施の形態では、操業上のメリットを優先し、圧延機の駆動方式として作業ロール駆動を採用するものとする。
次に、作業ロール駆動に使用されるスピンドルについて説明する。
まず、本実施の形態における冷間圧延機の駆動系を図１４及び図１５を用いて説明する。図１４は作業ロール駆動方式の駆動系を圧延機側面から見た図であり、図１５はギヤタイプのスピンドルの概略縦断面図である。
図１４において、冷間圧延機５１は、その駆動装置として、作業ロール駆動装置２１を有している。作業ロール駆動装置２１は、上下一対のスピンドル２０、ギアボックス５２、カップリング５３、電動機５４を有し、電動機５４の駆動力はギアボックス５２において所定の割合で減速または増速または速度変更せず、上下一対のスピンドル２０によって高さ方向の変位を吸収しつつ、上下一対の作業ロール２に伝達される。
上下一対のスピンドル２０は、それぞれ、図１５に示すように、中間軸６１、中間軸６１の両端に設けられたギアカップリング部６２，６３を有し、ギアカップリング部６２，６３は、それぞれ、内歯６４ａ，６５ａを形成した外筒６４，６５と、外筒６４，６５の内歯６４ａ，６５ａと噛み合う外歯６６ａ，６７ａを形成した内筒６６，６７とを備えている。外筒６４，６５の反中間軸側には小判型断面の軸方向凹所６８，６９が形成され、ギアカップリング部６２，６３は凹所６８，６９に作業ロール２の軸端とギアボックス５２の出力軸の軸端を挿入することにより、それぞれ、作業ロール２及びギアボックス５２の出力軸と接続される。
図１６Ａおよび図１６Ｂは、比較のため、クロスピンタイプのスピンドルを示す図であり、図１６Ａは概略縦断面図、図１６Ｂは図１６ＡのＡ−Ａ線断面図である。クロスピンタイプのスピンドル２０Ａは、中間軸７１の両端にクロスピン７６を備えたクロスピンカップリング部７２，７３を有し、クロスピンカップリング部７２，７３の反中間軸側には小判型断面の軸方向凹所７４，７５が形成され、クロスピンカップリング部７２，７３は凹所７４，７５に作業ロール２の軸端とギアボックス５２の出力軸の軸端を挿入することにより、それぞれ、作業ロール２及びギアボックス５２の出力軸と接続される。
従来の一方向タンデム圧延機での作業ロールのスピンドルの最大伝達トルクとスピンドルカップリングの外径との関係を図１７に示す。実線はギアタイプスピンドル、破線はクロスピンタイプスピンドルのものである。本図からわかるとおり、同じカップリング部の外径であれば、ギヤタイプはクロスピンタイプに比べて約１．７倍の伝達トルクを有している。
本実施の形態では、作業ロールを小径化しかつ作業ロール駆動を採用する結果、スピンドルも小径化するため、スピンドルが小径でも伝達トルクの大きいギヤタイプが好適である。
次に、作業ロールを小径化した場合にスピンドル強度を確保する方法を図１８Ａおよび図１８Ｂを用いて説明する。図１８Ａは上下一対のスピンドルのギアカップリング部の一般的な配置を示し、図１８Ｂは、スピンドル強度を向上できるギアカップリング部の配置を示す。図中、一点鎖線はギアカップリング部の歯車中心位置である。
一般的には、上下一対のスピンドル２０の圧延機側ギアカップリング部分は、図１８Ａに示すように、ギアカップリング部６２の軸方向位置を上下で合わせ、歯車中心位置が上下で一致するように構成されている。
ここで、上下スピンドルの軸間距離をＬ、カップリング部６２の径をＤ１とする。
これに対し、本実施の形態では、図１８Ｂに示すように、上下一対のスピンドル２０Ａのギアカップリング部６２Ａの位置を上下でずらして千鳥に配置し、歯車中心位置が上下でずれるようにギアカップリング部分を構成する。
ここで、上下スピンドルの軸間距離をＬ、カップリング部６２Aの径をＤ２とする。
この構成によりギアカップリング部６２Ａの上下の干渉が回避されるため、上下スピンドルの軸間距離Lが同じでも、ギアカップリング部６２Ａを従来（図１８Ａ）よりも大径とする(Ｄ２＞Ｄ１)ことができ、スピンドルの最弱部であるギアカップリング部６２Ａの強度を向上することができる。
これは、作業ロールの小径化により、上下スピンドルの軸間距離を小さくせざるを得ない状況において、スピンドル強度を確保するうえで非常に効果的である。
尚、ここでは実施の形態として、ギヤタイプのスピンドルの例を示したが、クロスピンタイプのスピンドルに適用しても同様の効果を得ることができる。
次に、スピンドルの破損を防止するための過負荷防止装置について図１９Ａ、図１９Ｂおよび図１９Ｃを用いて説明する。
図１９Ａは、過負荷防止装置として、スピンドル式の油圧式トルクリミッターを設けた作業ロール駆動装置を示す図である。作業ロール駆動装置２１Ａは、上下一対のスピンドル２０のギアカップリング部６３とギアボックス５２の上下の出力軸との間に油圧式トルクリミッター８５を有し、ギアカップリング部６３はギアボックス５２の上下の出力軸に油圧式トルクリミッター８５を介して接続されている。
図１９Ｂは、過負荷防止装置として、カップリング式の油圧式トルクリミッターを設けた作業ロール駆動装置を示す図である。作業ロール駆動装置２１Ｂは、ギアボックス５２の入力軸と電動機５４の出力軸との間に油圧式トルクリミッター８６を有し、ギアボックス５２の入力軸は電動機５４の出力軸にカップリング５３および油圧式トルクリミッター８６を介して接続されている。
図１９Ｃは、過負荷防止装置として、ギアボックスの入力軸を電動機に接続するカップリングにシャーピンを設けた構成示す図である。カップリング５３はフランジ部分５３ａ，５３ｂを有するカップリング半体５３ｃ，５３ｄを有し、フランジ部分５３ａ，５３ｂにシャーピン８７が設けられている。
板破断が起きた場合、破断した鋼板が上下の作業ロール間に折り重なるように噛み込んだり、あるいは作業ロールに巻き付いたりして、作業ロールが急激に停止することがある。このような状態になると、作業ロール駆動の場合は、電動機５４からギアボックス５２、そしてスピンドル２０へとトルクを伝達する駆動系に、直ちに過負荷が作用するため、駆動系の途中に設置している過負荷防止装置（油圧トルクリミッター８５，８６又はシャーピン８７）が働き、作業ロールへ伝達されるトルクは遮断され、圧延機は停止することができる。
以上のように、１９A、１９B、１９Cにて示した過負荷防止装置は、作業ロール小径化に伴いスピンドル自身の強度も下げざるを得ない状況において、スピンドルを保護する目的として有効な手段である。
尚、上記の説明では、過負荷防止装置を設置する対象となるスピンドルをギヤタイプとしたが、クロスピンタイプのスピンドルに過負荷防止装置を適用しも良い。
図２および図３を用いて説明したように、本実施の形態の圧延機には、ロールシフト装置２３（図３）に中間ロールオフセット装置１９が設けられている。ここで、この中間ロールオフセット装置１９についてあらためて説明する。
図２および図３において、ロールシフト装置２３のシフトブロック１２には、中間ロールオフセット装置１９が組み込まれている。この中間ロールオフセット装置１９の動作方法としては、油圧シリンダを使う方法、スクリュージャッキを使う方法、ウェッジプレートを使う方法などが考えられる。
中間ロールオフセット装置１９には、更に中間ロールに垂直ベンディングを付与する中間ロールベンディング装置１１が内蔵されている。中間ロール３、シフトブロック１２および中間ロールオフセット装置１９は常に同時にロール長手方向にシフトする構造となっている。中間ロールオフセット装置１９は、油圧シリンダ、スクリュージャッキ、ウェッジプレートなどの手段により圧延方向に動作するが、この動作量は位置検出器により検出される。それぞれの中間ロールオフセット装置１９は、上下単独又は同時に制御される。
本発明のオフセット装置は、中間ロール３が圧延方向にオフセットしてもロール垂直ベンディング装置１１の位置は中間ロール３の中心から常に“Ｌ１”で一定であり、またロール長手方向についても、中間ロールオフセット装置１９の中心と軸受箱９の軸受の中心が一致する配置構造となっているので、軸受箱９の軸受には偏荷重が作用しないようになっている。
上記は、中間ロールオフセット装置について述べたものだが、作業ロールオフセット装置を用いてもよい。そして、この作業ロールオフセット装置も同様に、ロールベンディング装置を内蔵していること、動作手段として油圧シリンダ、スクリュージャッキ、ウェッジプレートなどが適用できること、動作量は位置検出器によって検出することは勿論である。
次に、ロールオフセットの作用効果について説明する。
本発明は、作業ロールの小径化に関わるものであるが、一般に、作業ロール径を小さくした場合、圧延中に水平方向に撓みを生じやすくなるのは周知である。前述のように、水平方向の撓みを出来る限り小さく抑えるための手段を講じることは、安定操業の面から有効である。
ついては、まず、作業ロールに撓みが生じる要因について説明する。作業ロールに作用する水平力は、大きく分類して次の４つに分けられ、実際にはその合力により、撓みの方向および大きさが決まる。
（ａ）作業ロール前後の張力の差
（ｂ）作業ロール駆動の場合の、中間ロールと補強ロールを駆動するための駆動接線力
（ｃ）中間ロール駆動の場合の、中間ロールから受ける駆動接線力
（ｄ）作業ロールと中間ロールの中心位置の相対的なずれ(以降、オフセットと呼ぶ)により発生する圧延荷重の分力。
この４つうち、（ａ），（ｂ），（ｃ）は、操業における圧延条件により決まるものであり、その値を把握することは可能であるが、意図的に変更することは困難である。一方、（ｄ）は圧延荷重とオフセットにより決まり、圧延荷重は（ａ）〜（ｃ）と同様、意図的に変更することは難しいが、オフセットを変更できれば、その値を変更可能な水平力である。
このように、作業ロールの水平方向の撓みを出来る限り小さく抑えるための手段としては、圧延機にオフセット装置を設け、作業ロールに働く水平力を操作可能にすることが知られている。具体的には、水平力（ａ），（ｂ），（ｃ）の合力と圧延荷重を予め把握しておき、（ａ），（ｂ），（ｃ）の合力と（ｄ）が釣り合うようにオフセットの大きさを決めれば、理論上、作業ロールに働く水平力をゼロにすることが可能である。しかし、実際の圧延においては、（ａ），（ｂ），（ｃ）を正確に把握することは難しく、また、時間的に各値が変化するため、完全にゼロにすることは望めず、理論上もある程度の水平力を残すようオフセットを設定するのが通常である。
以上が、作業ロールに水平力が作用する要因と、オフセットの効果であるが、このオフセット装置には、大きく２種類がある。図２０Ａおよび図２０Ｂはその２種類のオフセット方法を示す図である。前述のように、オフセットとは、作業ロールの中心と中間ロールの中心を相対的にずらすことであるから、図２０Ａに示すように作業ロールを水平方向に移動してオフセットを付ける方法と、図２０Ｂに示すように中間ロールを水平方向に移動してオフセットを付ける方法が考えられる。
次に、作業ロールオフセットと中間ロールオフセットの比較について説明する。いずれも、オフセットすることによって、作業ロールの水平撓みを低減するという目的には違いはない。しかしながら、実際の操業においては、次に示すような差が考えられる。まず、作業ロールオフセットでは、作業ロールを移動させるため、次のような不都合が生じる。
（１）圧延開始前にオフセットを設定する場合、上下の作業ロールをオープンする必要があるうえ、作業ロールの位置変更前と変更後で作業ロールの圧延材に対する圧下位置が変わり、圧延材に付いた圧痕によりスムースに圧延開始できない可能性がある。
（２）圧延中にオフセットを変更する場合、鋼板を圧延しながら作業ロールを水平方向に移動するため、圧延品質に与える影響が懸念される。
これに対し、中間ロールオフセットでは、そのような不都合は発生しない利点がある。すなわち、
（１）圧延開始前にオフセットを設定する場合、上下の作業ロールをオープンする必要はなく、さらに中間ロールの位置を変更しても作業ロールの圧延材に対する圧下位置は変化しないため、スムースな圧延開始が期待できる。
（２）圧延中にオフセットを変更する場合も、鋼板を圧延している作業ロールとは無関係に中間ロールを水平方向に移動するため、圧延品質に影響を与える心配はない。
本発明の冷間圧延機には、作業ロールオフセットまたは中間ロールオフセット、どちらを採用しても良いが、前述のような比較結果を考慮すると、中間ロールオフセットが好適である。
次に、本発明で中間ロール駆動を採用した場合の実施の形態を図２１を用いて説明する。図２１は中間ロール駆動方式の駆動系を圧延機側面から見た図である。
図２１において、冷間圧延機５１Ａのロール構成は、図１〜図３に示した実施の形態と同じである。そして本実施の形態の冷間圧延機５１Ａは、その駆動装置として、中間ロール駆動装置２２を有している。中間ロール駆動装置２２は、上下一対のスピンドル９０、ギアボックス（減速機）９４、カップリング９５、電動機９６を有し、電動機９６の駆動力はギアボックス９４において所定の割合で減速または増速または速度変更せず、上下一対のスピンドル９０によって高さ方向の変位を吸収しつつ、上下一対の中間ロール３に伝達される。
上下一対のスピンドル９０は、例えば図１４Ａおよび図１４Ｂを用いて説明したクロスピンタイプのスピンドルであり、それぞれ、中間軸９１、中間軸９１の両端に設けられたクロスピンカップリング部９２，９３を有している。クロスピンタイプのスピンドル９０はギヤスピンドルより安価であるという利点がある。
また、冷間圧延機５１Ａは、中間ロール３及び作業ロール２のいずれか一方のロールを他方のロールの軸芯に対し、圧延方向の入側乃至は出側にオフセットさせることが可能なロールオフセット装置を備えている。このロールオフセット装置は、図１〜３に示した実施の形態と同様、中間ロールオフセット装置であることが好ましいが、作業ロールオフセット装置であっても構わない。
冷間圧延機５１Ａのスタンド側のその他の構成は，図１〜図３に示した実施の形態と同様である。
次に、本発明の冷間圧延機の圧延設備への適用例の実施の形態を説明する。
図２２は、本発明の冷間圧延機を用いて構成したタンデム圧延設備の実施形態を示す図である。タンデム圧延設備は５スタンドの圧延機１００ａ〜１００ｅからなる圧延機列を有し、圧延機１００ａ〜１００ｅは、全て、本発明の上述した冷間圧延機、例えば冷間圧延機５１（図１４）により構成されている。これにより従来のタンデム圧延設備の持つ高い生産性を維持し、かつスタンド数を増設することなく、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延が可能となる。なお、圧延機１００ａ〜１００ｅは、本発明の冷間圧延機を少なくとも１スタンド含む構成であってもよく、この場合でも、全て従来の圧延機からなる圧延設備に比べ、高い圧下率での圧延が可能となる。
図２３は、本発明の冷間圧延機を用いて構成した可逆圧延設備の実施形態の一例を示す図である。可逆圧延設備は１スタンドの可逆冷間圧延機１１０を有し、圧延機１１０の入出側にコイルの巻取・巻出装置１１１，１１２が配置され、圧延機１１０と巻取・巻出装置１１１，１１２の間にデフレクタロール１１３，１１４が配置されている。そして、圧延機１１０は、本発明の上述した冷間圧延機、例えば冷間圧延機５１により構成されている。これにより従来の可逆圧延設備の持つ高い生産性を維持し、かつ可逆圧延パス回数を増やすことなく、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延が可能となる。なお、可逆圧延設備は２スタンドの圧延機を有するものであってもよく、２スタンドの少なくとも一方を本発明の上述した冷間圧延機、例えば冷間圧延機５１とすることにより、全て従来の圧延機からなる圧延設備に比べ、高い圧下率での圧延が可能となる。
図２４は、本発明の冷間圧延機を用いて行ったタンデム圧延設備の改造例を示す図である。改造前のタンデム圧延設備は、５スタンドの従来の圧延機１２０ａ〜１２０ｅからなる圧延機列を有しており、図示の改造例では、最終スタンドの圧延機１２０ｅを本発明の上述した冷間圧延機、例えば冷間圧延機５１に変更している。この場合、１スタンドの圧延機全体を交換してもよいし、１スタンドの圧延機を部分的に改造してもよい。これにより改造前のタンデム圧延設備の持つ高い生産性を維持し、かつスタンド数を増設することなく、改造前よりも硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延が可能となる。なお、変更する圧延機は２スタンド、或いはそれ以上であってもよい。
図２５は、本発明の冷間圧延機を用いて行ったタンデム圧延設備の他の改造例を示す図である。改造前のタンデム圧延設備は、５スタンドの従来の圧延機１２０ａ〜１２０ｅからなる圧延機列を有しており、図示の改造例では、圧延機列の出側に本発明の上述した冷間圧延機、例えば冷間圧延機５１を追加設置している。これにより改造前のタンデム圧延設備の持つ高い生産性を維持しつつ、改造前よりも硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延が可能となる。なお、本発明の圧延機を追加設置する位置は圧延機列の入側または両側であってもよい。
なお、図示はしないが、図２３に示した可逆圧延設備であっても、その可逆冷間圧延機１１０を本発明の上述した冷間圧延機に変更することで、タンデム圧延設備と同様に改造が可能である。これにより既存の設備を利用して、これまで以上に硬い鋼板の圧延および、同じ硬さの鋼板でもより高い圧下率での圧延が可能となる。
１ 圧延材（鋼板）
２ 作業ロール
３ 中間ロール
３ａ チャンファー
４ 補強ロール
５ ハウジング
６，８，９ 軸受箱
１０ 作業ロールベンディング装置
１１ 中間ロールベンディング装置
１２ シフトブロック
１４ キーパープレート
１５ 油圧シリンダ
１６ 油圧シリンダ
１７ プロジェクトブロック
１８ ステー
１９ 中間ロールオフセット装置
２０ ギアタイプのスピンドル
２０Ａ クロスピンタイプのスピンドル
２１，２１Ａ，２１Ｂ 作業ロール駆動装置
２２ 中間ロール駆動装置
２３ ロールシフト装置（軸方向シフト装置）
５１，５１Ａ 冷間圧延機
５２ ギアボックス（減速機）
５３ カップリング
５３ａ，５３ｂ フランジ部分
５３ｃ，５３ｄ カップリング半体
５４ 電動機
６１ 中間軸
６２，６３ ギアカップリング部
６２Ａ ギアカップリング部
６４，６５ 外筒
６４ａ，６５ａ 内歯
６６，６７ 内筒
６６ａ，６７ａ 外歯
６８，６９ 凹所
７１ 中間軸
７２，７３ クロスピンカップリング部
７４，７５ 凹所
７６ クロスピン
８５，８６ 油圧式トルクリミッター
８７ シャーピン
９０ スピンドル
９１ 中間軸
９２，９３ クロスピンカップリング部
９４ ギアボックス
９５ カップリング
９６ 電動機

Claims (12)

  1. 最小板幅が600mm以上でかつ最大板幅が1,500mm以上1,900mm以下の鋼板を圧延する冷間圧延機において、
    上下一対の作業ロール（２，２）と、
    該作業ロールを夫々支持する上下一対の中間ロール（３，３）と、
    該中間ロールを夫々支持する上下一対の補強ロール（４，４）と、
    該中間ロールの軸方向シフト装置（２３）と、
    該作業ロールおよび該中間ロールのベンディング装置（１０，１１）とを備え、
    該作業ロールの直径を300mm以上400mm以下の範囲内とし、かつ前記中間ロールの直径を560mm以上690mm以下の範囲内としたことを特徴とする冷間圧延機。
  2. 請求項１に記載の冷間圧延機において、
    前記圧延機の駆動装置として、前記作業ロール（２，２）を回転駆動する作業ロール駆動装置（２１）を設けたことを特徴とする冷間圧延機。
  3. 請求項２に記載の冷間圧延機において、
    前記作業ロール駆動装置（２１）は、電動機（５４）の駆動力を前記作業ロール（２２）に伝達するギアタイプのスピンドル（２０，２０）を有することを特徴とする冷間圧延機。
  4. 請求項２又は３記載の冷間圧延機において、
    前記作業ロール駆動装置（２１Ａ；２１Ｂ）は、前記スピンドル（２０，２０）の破損を防止するための過負荷防止装置（８５；８６；８７）を有することを特徴とする冷間圧延機。
  5. 請求項１乃至４のいずれか１項に記載の冷間圧延機において、
    前記作業ロール（２，２）及び前記中間ロール（３，３）のいずれか一方のロールを他方ロールの軸芯に対し、圧延方向の入側乃至は出側にオフセットさせることが可能なロールオフセット装置（１９）を更に備えることを特徴とする冷間圧延機。
  6. 請求項１に記載の冷間圧延機において、
    前記圧延機の駆動装置として、前記中間ロール（３，３）を回転駆動する中間ロール駆動装置（２２）を設けたことを特徴とする冷間圧延機。
  7. 請求項６に記載の冷間圧延機において、
    前記中間ロール駆動装置（２２）は、電動機（９６）の駆動力を前記中間ロール（３，３）に伝達するクロスピンタイプのスピンドル（９０，９０）を有することを特徴とする冷間圧延機。
  8. 請求項６又は７に記載の冷間圧延機において、
    前記作業ロール（２，２）及び前記中間ロール（３，３）のいずれか一方のロールを他方のロールの軸芯に対し、圧延方向の入側乃至は出側にオフセットさせることが可能なロールオフセット装置（１９）を更に備えることを特徴とする冷間圧延機。
  9. 複数スタンドの圧延機（１００ａ〜１００ｅ）を備えた圧延機列を有するタンデム圧延設備であって、
    前記複数スタンドの圧延機は、請求項１乃至８のいずれか１項に記載の冷間圧延機（５１）を少なくとも１スタンド含むことを特徴とするタンデム圧延設備。
  10. 少なくとも１台の可逆圧延機（１１０）を有する可逆圧延設備であって、
    前記可逆圧延機は請求項１乃至８のいずれか１項に記載の冷間圧延機（５１）を少なくとも１台含むことを特徴とする可逆圧延設備。
  11. １スタンドもしくは複数スタンドの圧延機（１１０；１２０ａ〜１２０ｅ）を備えた圧延設備の改造方法であって、
    少なくとも１スタンドの圧延機を請求項１乃至８のいずれか１項に記載の冷間圧延機（５１）に変更することを特徴とする圧延設備の改造方法。
  12. 請求項１乃至８のいずれか１に項記載の冷間圧延機を用い、前記鋼板（１）を１２％よりも高い圧下率にて圧延することを特徴とする冷間圧延機の運転方法。
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