"最小板幅が600mm以上でかつ最大板幅が1500mm以上1900mm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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。設備仕様の最大板幅が1500~1900mm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1500mm以上1900mm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。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≧h式1かつ、δh0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hxにおける出側板厚δhxにおける板クラウン量‐h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、かつ板幅の中央から23の位置までは板クラウンがゼロ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23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1650mm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、縦軸は圧延荷重である。作業ロール径250mm300mm330mm340mm380mm400mm450mm475mm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。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122tonmm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095tonmm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320~360mm340±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11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530mm550mm560mm630mm690mm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1900mm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~1900mm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1500~1900mm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122tonmm、作業ロール径が340mmの場合は113tonmm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、1180MPa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。"