/
Author: Ачеркан Н.С.
Tags: машиностроение металлорежущие станки металлургия металлы станки конструирование станкостроение
Year: 1952
Text
Н. С. АЧЕРКАН
Проф. д-р техн, наук
РАСЧЕТ
И КОНСТРУИРОВАНИЕ
МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ
Допущено Министерством высшего образования СССР
в качестве учебного пособия для машиностроительных
втузов
2-е ИЗДАНИЕ
МАШГИЗ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
МОСКВА 1952
Настоящая книга является учебным пособием для
машиностроительных втузов но разделу „Расчет и конструи-
рование станков" курса „Металлорежущие станки". В книге
рассматриваются вопросы проектирования современных
металлорежущих станков, отвечающих требованиям передо-
вого машиностроения, а также современные тенденции раз-
вития станков.
Книга составлена в соответствии с учебной програм\ой
старших курсов станкоконструкторской специальное! и ма-
шиностроител)пых втузов и предназначена для студентов.
В некоторой части она может быть использована конструк-
торами-станкостроителями.
Второе издание несколько сокращено по сравнению
с первым. В нем отсутствуют приложение 1 („Числа зубьев
сопряженных колес") и приложение 2 („Указания по расчету
передач станков1'), до известной степени дублирую' ее со-
ответствующие разделы курса „Летали машин", а также не-
которые параграфы первого издания, посвященные вопросам,
и: (ющим в настоящее время второстепенное практическое
значение (ступенчатошкивные передачи, устрой, тво для по-
дачи от рессоры, расчет кулисных механизмов и др.).
Редакция литературы по металлообработке и станкостроению
Зав. редакцией инж. Р. Д. БЬЙЗЕЛЬМАН
ГЛАВА I
ВВЕДЕНИЕ
§ 1. ОБЩИЕ ТЕНДЕНЦИИ СОВРЕМЕННОГО СТАНКОСТРОЕНИЯ
Раздел „Расчет и конструирование станков11 общего курса „Металлорежущие
станки" имеет целью сообщить студентам специальные знания, необходимые для
конструирования современных металлорежущих с>анков — производительных и точ-
ных машин-орудий. Для того чтобы создать станок, отвечающий требованиям
нашего передового машиностроения, необходимо при разработке его конструкции
учитывать тенденции развития станков.
С самого же начала следует указать на то, что чрезвычайное разнообразие
изделий, для изготовления которых предназначаются станки, в отношении материа-
лов, форм, размеров, требуемой точности и чистоты поверхности, масштаба
производства и некоторых других более специальных признаков влечет за собой
такое же разнообразие металлорежущих станков. Уже по згой причине невозможны
такие деталгные правила проектирования станков, которые были бы приложимы
ко всем без исключения случаям практики. Это становится понятным, если сопо-
ставить, например, станки для точного приборостроения, имеющие вес 3,5—4 кг
и мощность привода 0,1—0,15 кет, редко — порядка 1 кет, с тяжелыми кару-
сельными станками, вес которых достигает 1800 т и более, а общая мощность
электродвигателей — многих сотен киловатт.
Легко понять, что методы и практические приемы проектирования станков, так
резко различающихся по размерам и мощности, как упомянутые, совершенно раз-
личны. Различны также, хотя и в значительно меньшей степени, методы проекти-
рования станков средних размеров и тяжелых, станков для обдирочных работ и
для чистовых или отделочных операций, станков высокоточных (прецизионных) и
нормальной точности и т. д. Поэтому задача конструирования станка новой модели
может быть правильно решена лишь диалектическим методом. Для этого нужно
произвести анализ поставленной задачи, затем синтез механизмов для получения
машины, выполняющей требуемый цикл с должной быстротой и точностью, анализ
найденных та, им образсм вариантов и, наконец, выбрать из них вариант, наиболее
полно отвечающий поставленным условиям, руководствуясь при этом выборе опре-
деленной системой технических и экономических показателей. Следует при этом
помнить, что даже наилучшие из существующих конструктивных вариантов раз-
личных деталей и узлов непрерывно сареют, вытесняясь новыми, более совершен-
ными решениями. То же относится и к типам конструкций и даже к принципам
их, хотя здесь процесс „морального старения" протекает много медленнее. Также
и методы расчета деталей и узлов и приводимые в различных источниках, в том
числе и в этой книге, нормативы все время заменяются более уточненными методами
лучше отвечающими требованиям жизни нормативами.
Для того чтобы спроектировать новый станок, построить опытный образец,
испытать, отладить его и на основе полученных результатов освоить производство
станков новой модели в нужном масштабе, требуются месяцы, а для особенно слож-
ных или крупных станков — нередко 1—Р/2 года. Поэтому конструктор новых
станков, как и друз их машин, должен иметь отчетливое представление о тенден-
4 Введение
циях технического развития металлорежущих станков вообще и станков гой группы,
в которую входит проектируемая модель, в частности. Иначе, если при проекти-
ровании нового станка не учитывать этих тенденций или не отсеивать те из них,
которые в капиталистических странах нередко обусловлены конкуренцией, стре-
млением к прибыли и другими причинами, вытекающими из самого характера хозяй-
ства этих стран, то ко времени пуска нового станка в серию он может оказаться
порочным: в первом случае — „морально устаревшим", т. е. технически отсталым,
а во втором — не отвечающим по своим эксплуатационным или технологическим
показателям тем требованиям, которые предъявляет к своим машинам советское
народное хозяйство.
Вполне естественно, что направления технического развития металлорежущих
станков в СССР, с одной стороны, и в капиталических странах — с другой, не
совпадают и не могут совпадать. На конструкции отечественных станков оказы-
вают влияние такие факторы, которые капиталистическими станкостроительными
фирмами рассматриваются как второстепенные или вообще не принимаются во внима-
ние. Это относится, например, к элементам конструкции, имеющим целью охрану
рабочего, который будет обслуживать проектируемый станок, не только от
увечий, но и от чрезмерного утомления. На конструкцию заграничных стан-
ков сильно влияют рекламные соображения, диктуемые конкуренцией между
отдельными фирмами, борьбой за рынки для экспорта станков и т. д.; поэтому,
например, заграничные станкостроительные фирмы нередко применяют сложно-
легированные стали для изготовления таких деталей станков, которые могут быть
с успехом выполнены из простой машиноподелочной стали. То же относится ко
многим случаям применения легированных чугунов для изготовления станин, использо-
вания цветных металлов в подшипниках скольжения, фрикционных муфтах и пр.
Подобными же причинами вызвано ничем не оправданное стремление ряда зарубеж-
ных заводов к обтекаемым формам станков нередко в ущерб их эксплуатационным
качествам (затрудненный доступ к узлам настройки и другим механизмам станка,
плохой сход стружки, трудность наблюдения за работой инструментов). Уже из
этих примеров видно, насколько пагубным для развития отечественного станкострое-
ния было бы некритическое отношение к новому в иностранных станках и стремле-
ние использовать в проектируемой модели как можно большее количество „новинок"
зарубежного станкостроения.
Как известно из прежних разделов курса, современное машиностроение предъ-
являет к металлорежущим станкам основное требование возможно более высо-
кой производительности при условии соблюдения необходимой и
достаточной точности и чистоты обработанной поверхности.
В отношении двух последних показателей работы станка требования могут колебаться
в очень широких пределах в зависимости от рода операции, для которой пред-
назначается станок, и от ее места в технологическом процессе изготовления детали.
Что же касается производительности, то требование наибольшей ее величины рас-
пространяется на все вообще станки при только что указанном условии в отношении
точности и чистоты поверхности.
Требование возможно более высокой производительности, которое имеет особенно
важное значение для отраслей промышленности с массовым масштабом производства,
в том числе, следовательно, для военной промышленности и промышленности предме-
тов широкого потребления, обусловило ряд основных и наиболее резко выраженных
тенденций в современном станкостроении. К числу их относится прежде всего
наблюдаемое возрастание скоростей главного движения и подач станков.
Непрерывное улучшение геометрии, т. е. формы, режущих инструментов, создание
новых типов их и новых твердых режущих материалов влекут за собой непре-
рывное увеличение скоростей резания, а отсюда — чисел оборотов главных шпин-
делей станков. Скорости резания порядка 300—350 и/мин при фрезеровании
сталей, 6000—7000 м/Мин при обработке легких сплавов, 200 м/мин и выше при
нарезании резьб летучим резцом (так называемый способ охватывающего фрезеро-
вания), оснащенным твердосплавной пластинкой, и т. п. не являются уже дости-
Общие
тенденции современного ci анкост роения
жениями единичных заводов, как это было во время последней мировой войны.
Рабочими-новаторами достигнуты еше более высокие скорости резания. Так, напри-
мер, лауреат Сталинской премии токарь Московского завода шлифовальных станков
П. Б. Быков добился (на коротких переходах) при точении стали скорости
’880 м,'мин.
Следствиями этого общего возрастания скоростей резания в отечественной про-
мышленности являются:
а) постоянное увеличение почти во всех группах станков количества быстроход-
ных моделей с числами оборотов шпинделей, достигающими, например, 6000 в минуту
в токарных станках, 15 000 в минуту во фрезерных, 80 000—100 000 в минуту
в сверлильных и шлифовальных;
б) распространение в приводе станков двигателей с очень высокими числами
оборотов, в частности индукционных электродвигателей, питаемых током повышен-
ной частоты, с синхронными скоростями до 120 000 об/мин, и воздушных двигателе!!
(в особенности — турбинок) в приводе шпинделей малых шлифовальных и сверлиль-
ных станков.
То же основное требование привело к увеличению скоростей главного движе-
ния строгальных станков до 90—120 м мин.
Возросли и скорости подач. Так, при фрезеровании алюминиевых деталей для
авиастроения прг менялись во время войны скорости подачи стола 3800—7600 mmImuh.
Особенно высокие скорости резания, а также подачи используются, естественно,
для чистовой и отделочной обработки поверхностей. При этих операциях припуски
малы, соответственно малы также усилия резания, и благодаря этому полезная
мощность резания получается небольшой, несмотря на высокие режимы резания.
Однако на высоких режимах резания производится в настоящее время также
черновая обработка. Усилия резания нередко достигают при этом десятков тысяч
килограммов. Соответственно большими получаются и мощности привода таких
станков. Отсюда наблюдающаяся тенденция в направлении увеличения мощ-
ности привода станков, нередко при почти не изменившихся габаритах станка.
Эта тенденция, сказывающаяся во многих группах станков, особенно заметна
в карусельно-токарных, фрезерных и больших шлифовальных станках.
Увеличение скоростей резания и подач ведет к сокращению времени на обра-
ботку заготовки — так называемого основного технологического времени — и благо-
даря этому к увеличению производительности станка. Ту же цель преследует все
более распространяющееся применение бесступенчатых вариаторов
н приводах главного движения и подач станков. Дальнейшее увеличение производи-
тельности может быть достигнуто за счет уменьшения остальных составляющих
штучного времени, т. е. полного времени, затрачиваемого на обработку одного
изделия на данном станге. Для этого стараются уменьшить:
а) вспомогательное время, затрачиваемое на закрепление заготовки на станке
и снятие обработанной детали, на пуск и останов станка, подвод и отвод режущих
инструментов к заготовке или заготовки к инструментам, на реверсирование, перио-
дический контроль размеров обрабатываемой детали и другие операции;
б) некоторые элементы подготовительно-заключительного времени, а именно—
время на наладку станка, на установку и снятие инструментов;
в) некоторые элементы времени на обслуживание станка — его смазку, удале-
ние стружки, правку абразивного инструмента и т. п.
Эти составляющие штучного времени имеют иногда решающее значение для
производительности станка, поскольку по мере сокращения времени на снятие
сгружки относительная доля этих составляющих в общем балансе времени воз-
растает. Иногда эта доля настолько велика, что повышение режима резания дает
меньший эффект, чем сокращение перечисленных элементов штучного времени.
Следовательно, по мере возрастания скорости резания задача сокращения указан-
ных элементов времени приобретает все более важгое значение.
Наилучшее ее решение — автоматизация работы станка, которая создает
принудительный, постоянный при данной настройке ритм работы. Иначе говоря,
fl Введение
после того как станку-автомату дан начальный импульс, он работает с постоянно
повторяющимся одинаковым по структуре и продолжительности циклом до тех
пор, пока не будет остановлен. Не следует, однако, думать, что автоматизация
движений узлов станка дает сокращение времени во всех без исключения случаях:
опыт показывает, например, что автоматизация возвратно-поступательного движе-
ния стола заточных станков иногда в этом отношении невыгодна, так как
при коротком ходе рабочий может подавать стол вручную так же быстро,
как и механическое устройство или гидропривод. Тем не менее даже и в подоб-
ных случаях автоматизация целесообразна, так как, во-первых, облегчает рабо-
чему обслуживание станка, а во-вторых, создает строгий ритм, невозможный
в ином случае.
Автоматизация закрепления заготовки на станке перед началом обработки, рас-
крепления и снятия после окончания последней представляет трудности, если форма
детали сложна или вес ее значителен. Поэтому современное станкостроение создает
новые полуавтоматы, т. е. станки, в которых автоматизированы все операции за
исключением двух названных, еще чаще и в большем количестве моделей, чем
полные автоматы.
Автоматизация охватила все группы металлорежущих станков и представляет
собой одну из самых характерных для нашего времени и важных черт развития
этих машин. В новых моделях станков автоматизируются не только переключения
скоростей главного движения и подач, но и работа смазочной системы, контроль
размеров обрабатываемых деталей с помощью встроенных измерительных прибо-
ров („активный контроль"). Иногда автоматизируется и регулирование режима
в зависимости от сопротивления резанию.
В копировальных станках движение инструмента по плоской кривой или
по поверхности почти любой формы совершается большей частью вполне авто-
матически.
Наблюдение за исправностью действия различных устройств станка нередко
также автоматизируется; всякое нарушение сигнализируется зажиганием цветной
электролампы и т. п.
С автоматизацией тесно связаны многие другие — вторичные — особенности
конструкций современных металлорежущих станков. Она же является необходимой
предпосылкой создания автоматических групп станков, линий и целых
автоматических заводов для поточш - лассового производства деталей
маш iH, т. е. именно в той области, где Советскому Союзу бесспорно принадле-
жит ведущее место.
Одношпиндельный автомаз' требует минимального обслуживания, которое обычно
сводится к периодической загрузке магазина заготовками или заправке прутка
в шпиндель, к периодическому же измерению деталей, изготовляемых автоматом,
к наблюдению за состоянием инструментов и исправностью работы систем смазки
станка и охлаждения режущих инструментов. И .огда, впрочем, автоматизируются
применением встроенных контрольных приборов, предохранительных и сигнальных
устройств также и эти операции; поэтому время рабочего, обслуживающего авто-
мат, мало загружено, и он может легко обслуживать несколько таких машин.
Отсюда тенденция ко все более широкому применению много-
шпиндельных автоматов и полуавтоматов: в каждом шпинделе
такого станка обрабатываются одинаковые детали, и он заменяет таким образом
несколько одношпиндельных автоматов. При этом рабочий избавлен от необходи-
мости все время ходить от одного станка к другому и благодаря этому меньше
утомляется.
Важно и то, что п - шпиндельный автомат или полуавтомат занимает много
меньше места, чем п одношпиндельных автоматов для той же цели. Эффект,
достигаемый переходом от одношпиндельных автоматов и полуавтоматов к много-
шпиндельным, наглядно поясняется следующим примером.
На фиг. 1 слева изображен двойной блок зубчатых колес. Для изготовления
190 таких блоков за восьмичасовую смену нужны были числа станков, произвол-
Общие тенденции современного станкостроения
ственные площади и количества рабочих-станочников, указанные на той же фигуре.
Следовательно, в процентах:
С тапкн Число станков П'Нрсоц in плот 1дь Я м- - - - — Число рабочих
Токарные . 10) 1(0 P.O
Револьверные 43 53 4 5
Одношнинде п.ные полуавтоматы Четырехшпинде.тьные no.ijaBio- 22 45 11
маты 7 21 .J
.
Для изготовления 480 малы к зубчатых колес за восьмичасовую смену:
Токарные ............................
Револьверные..................... . .
О ношиинде.'н ные автоматы.........
Шестншниндельные автоматы ......
Число станков i ]огреб! а ,1 площадь Количество рабочих Число налад- чико в
Ш1 . В % станоч- ников в "1а
в .и- В " о
2) 100 180 100 20 100 1
8 40 108 110 8 4) 1
2.) 1 10 7S 1 5 1
I 5 36 20 1 5 1
-.
какая значительная экономия про-
Сопоставление этих цифр, показывающих,
изводственных площадей и рабочей силы
и полуавтоматов, особенно многошпин-
дельных, вполне объясняет указанную
выше тенденцию.
Экономия площади получается обычно
тем большей, чем < ольше число шпин-
делей станка. В пользу увеличения числа
шпинделей говорит и то, что стоимость
многошпинделыюго станка растет не
пропорционально числу шпинделей, а не-
сколько медленнее. О нако чем бол> ше
число шпинделей автомата или полуавто-
мата, тем более осложняется его конст-
рукция, возрастает аварийность, увеличи-
достшаегся применением автоматов
I четы рехщпиндельны к
Издепие
попуавтомата
____ 50 кбм
1—1 /рабочий.
।___। f наладчик(могнет обслу-
------ншдагтз еще 2-5 станка}
бодношпин-
[J [J дельных
полуавтоматов
г-1 г-1 Иреволь-
u u верных
□ □ станков
105кбм
Зрабочил
1наладчцк
130* в /И
12 радйчах
1 наладчик
вается время на наладку и затрудняется
отвод стружки. Вместе с тем произво-
дительность многошпиндельного станка
по ряду причин непропорциональна-- при
прочих одинаковых условиях — числу его
шпинделей. Поэтому в каждом случае
проектирования новой модели ai томат а или
анализу вопрос о наивыгоднейшем числе
в конце главы).
Стремление максимально сократить, а если
ООО 55 токарны*
ООО станков
155 кв м
18 рабочих
1 наладчик
Ф11Г. I.
полуавтомата следует подвергнуть
его шпинделей (см. библио! рафию
возможно, то и полностью устранить
те составляющие времени, в течение которых станок не снимает
стружки с заго-
товки, привело к Ti ндеиции строить полуавтоматы с периодически
поворачивающимся мн ог оно зици овны м столом, с непрерывно
вращающимся столом или барабаном, наконец, ротационные
полуавтоматы'.
В станках карусельного и барабанного типа оси рабочих шпинделей во время
работы неподвижны, и заюювки, укрепляемые в приспособлениях на столе или
R
Введение
на гранях барабана, обрабатываются проходя мимо инструментов, которые за-
креплены на шпинделях. Рабочий устанавливает очередные заготовки в приспосо-
блениях и вынимает из них обработанные детали на ходу станка, не останавливая
для этого стол или барабан. На фиг. 2 схематически показана одновременная
черновая и чистовая обработка деталей на двухшниндельном карусельно-фрезерном
станке (7 — черновая, 2—чистовая фреза), на фиг. 3 — обработка двумя противо-
лежащими фрезами 3 двух боковых плоскостей 1 и 2 шатунов на барабанно-фре-
зерном станке.
Ротационный полуавтомат, или полуавтомат непрерывного действия, состоит
из нескольких станков, установленных вокруг центральной колонны и непрерывно
вращающихся вокруг нее на карусели с такой скоростью, что время одного обо-
рота равно времени обработки одной детали, включая вспомогательное время.
Каждый шпиндель имеет свою супортную группу, все они производят одинаковую
работу, но с относительным
сдвигом фазы обработки. При
такой конструкции машины
рабочий, обслуживающий ее,
остается все время на одном
1
г
3
Фиг. 2. Фиг. 3.
рабочем месте, и станки, образующие ротационный полуавтомат, сами подходя: к
рабочему. Ему остается лишь вынуть обработанную деталь из приспособления, подо-
шедшего к рабочему месту, и установить вместо нее новую заготовку. Каждый из
станков ротационного полуавтомата независим от остальных, если он обслуживается
отдельным двигателем (или двигателями); в подобных случаях остановка других
станков машины вследствие, например, аварии не мешает ей продолжать работать.
К числу станков непрерывного действия относятся также цепные протяжные,
бесцентрово-шлифовальные, ленточно-шлифовальные и некоторые другие станки.
Отмеченная тенденция наблюдается в группах тех станков, которые исполь-
зуются особенно широко в массовом производстве деталей, так как станки непре-
рывного действия сравнительно сложны и дороги. Для примера можно назвать
многочисленные агрегатные станки, построенные отечественными заводами, рота-
ционные зубофрезерные, зубодолбежные, зубоотделочные, протяжные станки.
Автоматичность работы станков подобных типов, высокая производительность, от-
несенная к единице площади, занимаемой станком, крайняя простота обслуживания
дают основание предвидеть дальнейшее распространение в различных отраслях
отечественного машиностроения полуавтоматов и автоматов непрерывного действия.
Резко выраженной особенностью современных станков является чрезвычайно
широкое использование в них средств электротехники и ги-
дравлики, в меньшей степени пневматики, для выполнения самых разнообразных
функций. Эта тенденция объясняется тем, что автоматизация станка с помощью
одних лишь механических передач и их комбинаций ведет к конструкции, сложной
в изготовлении и неудобной в эксплуатации. Применение для этой цели электри-
ческой аппаратуры позволяет автоматизировать самые сложные циклы работы
станков без осложнения механической части их. Большой приспособляемостью об-
10
введение
На фиг. 4 изображена кинематическая схема шестишпиндельного токарного
полуавтомата модели 23-1283. Управление всеми движениями этого полуавтомати-
ческого станка осуществлено здесь только механическими средствами — с по-
м шью зубчатых передач, муфт, барабанов с кулачками и пр., так как станок
приводится от одного двигателя, и поэтому кинематические цепи для осуществле-
ния отдельных движении связаны между собой. Насколько сложной получается
при этом конструкция станка нетрудно представить себе по его кинематической
схеме. На фиг. 5 изображена кинематическая схема того же полуавтомата, но
электрифицированного. Станок имеет здесь отдельные электродвигатели для гидро-
привода каждого супорта, для периодического поворота стола, для привода насо-
сов смазки и охлажден я, малый вспомогательный двигатель, который работает
на привод шпинделей через редуктор и обгонную муфту и обеспечивает плавное
сцепление шпиндельных зубчатых колес. Чрезвычайно значительное упрощение
Общие тенденции С1>щ>еменн>ее я анкен"/ ;юен;:я
И
механической части полуавтомата, достигнуюе благодаря его электрификации,
очевидно из сопоставления обеих схем. Наконец, на фиг. 6 приведена схема при-
вода гидрофицированного вертикального токарного полуавтомата, одинакового по
назначению с полуавтоматом по фиг. 4, но совершенно отличного по конструкции:
управление циклом работы станка 'производится здесь с помощью электро-
супортов, рабочие и холостые, гидро-
гидравлических устройств; все дви>
фицированы. Конструкция станка
получается более простой, чем при
чисто механическом варианте по
фиг. 4, но несколько более сложной,
чем у полуавтомата, построенного
по схеме фиг. 5.
Приведншый пример показывает,
насколько целесообразно в отноше-
нии упрощения конструкции станка
расчленение его кинематической
схемы на независимые цепи, каждая
из которых обслужиBaeica отдель-
ным электродвигателем. Тенденция,
направленная в сторону именно таких
конструктивных решений, наблю-
дается в области не только тяжелых
станков, которые имеют в отдельных
случаях свыше 50 электродвигателей,
но и средних и даже малых станков.
При разработке сильно элект-
рифицированного варианта конструк-
ции нужно иметь в виду и то, что.
чрезмерно усложненная электро-
схема с многочисленными блокиров-
ками иногда не вполне надежна в
эксплуатации. То же относится к
очень сложным гидросхемам.
В тех случаях, когда скорости
движения двух или нескольких эле-
ментов станка должны находиться
во время выполнения операции в
строго определенном отношении,
как, например, скорости шпинделя
фит. 6.
и супорта в резьбонарезных станках, нарезаемой заготовки и инструмента в зубо-
резных, задача привода соответствующих кинематических цепей от отдельных
двигателей пока еще практически не разрешена. Однако даже и в этой области
имеются отдельные попытки решения задачи путем использования в станке строго
синхронизированных электродвигателей.
Для станков ноне! ших моделей, выпущенных в военные и послевоенные годы,
характерна тенденция все более широкого использования электрических
систем бесступенчатого регулирования скоростей привода, при-
менение для а втоматизации управ л е н ия станками различных средств
электроники, электромашинных усилителей в приводах мощных продольно-
строгальных и горизонтально-^асточных станков, использование в отдельных случаях
однофазных коллекторных двигателей переменного тока.
Большие успехи делает и гидрофикация станков, что обусловлено ря-
дом достоинств гидропривода — возможностями бесступенчатого регулирования ско-
ростей в широком диапазоне, автоматизации даже сложных рабочих циклов, сборки
почти любой схемы из стандартных и нормализованных элементов и узлов и т. л.
Благодаря п, именению в современных гидроприводах давлений до 250 — 350 сипи.
12 Введение
при производительности до 120—100 л)мин габариты гидромотора получаются
малыми; это делает удобным использование гидропривода также в малых моделях.
Наблюдается тенденция в сторону все большего применения в станках гидромото-
ров для осуществления не только прямолинейного, но и вращательного движения.
Сжатый воздух используется главным образом в зажимных устройствах стан-
ков (пневматические патроны и т. п.), в системах автоматического управления и
для привода очень быстроходных шпинделей маломощных станков, о чем упоми-
налось выше (стр. 5).
Перспективы применения пневматических двигателей в приводах станков не
только большой, но и средней мощности по ряду причин неблагоприятны.
Резко выраженная в современном станкостроении тенденция к повыше-
нию жесткости и виброустойчивости станков является следствием
развития этих машин в сторону увеличения скоростей рабочих движений и мощ-
ностей привода при высоких в то же время требованиях в отношении точности
и чистоты обработанных поверхностей. Распространенный в прежнее время способ
обеспечения большой жесткости станка за счет увеличения размеров сечений и
веса соответствующих частей его оставлен как экономически невыгодный: к тому
же он не всегда достигает цели. В современных станках жесткость конструкции
достигается иными средствами, без того увеличения расхода металла, который
неизбежен при первом способе решения этой задачи. Для этого станины, стойки,
столы, поперечины и тому подобные „корпусные" детали делают сравнительно тонко-
стенными, но усиливают их системой рационально расставленных ребер жесткости;
придают сечениям деталей формы, сообразованные с расположением и направлением
действующих усилий, но без существенного увеличения площадей этих сечений;
используют дополнительные зажимы, крепления в виде опор, кронштейнов, поддер-
жек, растяжек и тому подобных деталей; по возможности уменьшают число стыков,
поверхностей и т. д.
Предупреждению колебаний — вынужденных, самовозбуждаютцихся (автоколеба-
ний) и обусловленных переменной жесткостью, которые могут возникнуть во время
работы станка и неблагоприятно отразиться на чистоте обработанной поверхности,
а также на стойкости инструмента и долговечности некоторых деталей станка
уделяется большое внимание. Необходимая виброустойчивость машины достигается
различными средствами, в частности увеличением жесткости узлов станка, надле-
жащей конструкцией передач и других элементов привода, уменьшением свобод-
ных длин частей станка, особенно опасных в отношении колебаний, уменьшением
зазоров в стыках, динамическим уравновешиванием быстро вращающихся частей и
другими мерами. В некоторых быстроходных станках новых конструкций, работающих
многолезвийным инструментом (фрезерные, зубофрезерные станки), на шпинделе,
реже на оправке, сидит маховик, благодаря чему станок работает более спокойно.
Сильное влияние на новые конструкции станков оказывает тенденция по воз-
можности сократить сроки проектирования и изготовления их и удешевить про-
изводство путем максимального использования в новых моделях стан-
дартных и нормализованных деталей и узлов. Эта тенденция вы-
ражается прежде всего в переходе к узловым конструкциям станков,
образуемым сочетаниями законченных целевых узлов, часто независимых друг от
друга и используемых для выполнения определенных одинаковых функций в совер-
шенно различных иногда по назначению станках. Сюда относятся, например, части
I идроприводов, части смазочных систем и систем для питания станка смазочно-
охлаждающей жидкостью, редукторы, иногда коробки скоростей, супорты, инстру-
ментальные головки, элементы оснастки. Применение принципов узловой конструк-
ции машин позволяет создавать разнообразные специализированные и специальные
станки на общей основе одного базового станка; благодаря унификации ряда
узлов в базовом станке и его преобразованиях (модификациях) освоение новых
моделей чрезвычайно облегчается и требует минимального времени.
Наиболее важное принципиальное и практическое выражение указанная тенден-
ция получила в станках агрегатной конструкции, которые состоят
Общие тенденции современного станкостроения
13
главным образом из стандартных и нормализованных узлов и деталей с добавле-
нием в каждом отдельном случае некоторого количества специальных устройств.
Большое количество таких станков для ряда ведущих отраслей отечественной
промышленности было создано Экспериментальным научно-исследовательским инсти-
тутом металлорежущих станков (ЭНИМС) и построено заводом „Станкоконсгрук-
ция“, который уже давно и далеко опередил западноевропейскую технику в этой
передовой области станкостроения. Наряду с многошпиндельными агрегатными
станками для фрезерных, расточных и сверлильных операций в последнее время
появились также токарные станки, в основе конструкции которых лежит принцип
агрегатирования. На стандартной станине такого станка с унифицированной передней
бабкой устанавливается несколько поворотных супортов, причем число их сообра-
зуется с требуемой обработкой. Каждый из супортов приводится в движение от
отдельного электродвигателя, и автоматический цикл "его работы настраивается
независимо от остальных супортов. Тенденция к агрегатированию конструкций
наблюдается и в области шлифовальных станков.
Характерными для современного станкостроения тенденциями являются также:
а) увеличение „удельного веса11 специальных станков за счет уменьше-
ния относительного количества станков общего назначения, что обусловлено мас-
совым характером производства в ведущих областях машиностроения;
б) создание станков, на которых выполняется несколько последова-
тельных механических о пераци й; стремление перенести на один станок-авто-
мат или полуавтомат целый участок (отрезок) технологического процесса, состоя-
щий нередко из довольно разнородных операций, и тем самым сэкономить квали-
фицированную рабочую силу, получило свое наиболее полное выражение в стан-
ках-комбайнах; однако число их пока еще ограничено;
в) стремление к повышению точности работы некоторых групп чистовых и
отделочных станков и таких станков, как координатно-расточные и резьбошлифо-
вальные; повышенное внимание, уделяемое обеспечению удобного схода и удаления
стружки (встроенные в станок червячные, ленточные и другие транспортеры);
стремление к возможно малым габаритам в плане с целью экономии производ-
ственных площадей;
г) создание конструкций станков, специально приспособленных к работе
в автоматической линии, в тесной связи с другими машинами, входящими
в ее состав; эта связь налагает определенные требования на конструкции таких
станков;
д) следует отметить, наконец, характерную для отечественного станкостроения
тенденцию не только к максимальному предохранению рабочего, обслуживающего
станок, от увечий, но и к созданию таких условий обслуживания, при которых
утомление рабочего было бы наименьшим (автоматизация, малые усилия на орга-
нах управления, возможность работы сидя и пр.).
При проектировании станка, как и любой другой машины, для советской про-
мышленности, станка, который будет обслуживаться советскими рабочими, кон-
структор должен строить свою творческую работу исходя из того, что наш рабо-
чий смотрит на предприятие „...как на близкое и родное для него дело, в развитии
и в улучшении которого он кровно заинтересован" \ Одно из коренных отличий
советской системы хозяйства от капиталистической заключается в том, чго у нас
„...рабочий класс является хозяином страны, работающим не на капиталистов, а на
свой собственный класс" ,1 2 Эти руководящие идеи предопределяют резкие различия
между станком отечественной модели, с одной стороны, и станком, выпущенным
в капиталистической стране, — с другой, особенно в части системы управления,
обеспечения безопасности и удобства обслуживания машины, высокой производи-
1 И. Сталин, Вопросы ленинизма, изд. 10-е, 1931, стр. 185. Беседа с первой аме-
риканской рабочей делегацией.
2 И. Сталин, Вопросы ленинизма, изд. 10 е, 1934, стр. 397, Политический отчее
Центрального Комитета XVI съезд} ВК11 (о).
Введение
дельности, ее внешнего вида (архитектуры, окраски). Недостаточное внимание
к этим сторонам конструкции нового станка могло бы привести к созданию прин-
ципиально порочной модели, не отвечающей требованиям социалистической отече-
ственной промышленности.
§ 2. КРАТКИЙ ОБЗОР РАЗВИТИЯ ОТЕЧЕСТВЕННОГО СТАНКОСТРОЕНИЯ
История русского станкостроения изучена еще далеко не достаточно. Однако
и то, что в этой области известно, показывает, что уже в начале XVIII в.
в России были талантливые самородки-станкостроители, создавшие ряд самостоя-
тельных конструкций металлорежущих станков, в том числе немало специальных
станков для орудийного производства.
Ряд оригинальных вододействующих „вертельных“ станков для чернового
сверления мушкетных стволов построил в самом начале XVIII в. для Тульского
оружейного завода мастер ножевого и палатного дела Марк Васильевич Сидороз-
Красильников (ум. около 1714 г.).
Pro преемник по работе на этом заводе, даровитый разносторонний изобрета-
тель солдат Яков Батищев, построил 12- и 24-ствольные станки „для обтирания
наружности" (т. е. для наружной обработки) ружейных стволов, для внутренней
отделки их „шустовальными пилами" и другие станки в период 1714—1717 гг.,
т. е. в то время, когда нигде за рубежом многоместных станков еще не знали.
Токарь Петра I, воспитанник „Московской школы математических и навигацких
наук". Андрей Константинович Нартов (род. 28 марта 1680 г., ум. 6 апреля
1756 г.) построил ранее 1718 г. ряд токарных станков, в том числе несколько
копировально-токарных, станки для нарезания винтов, для обточки цапф орудий,
для отрезки прибылей у слитков. Будучи в 1718—1719 гг. за границей для озна-
комления с постановкой механического дела, он показывал в Париже станок
своей конструкции „с держалкой", послуживший, повидимому, образцом для под-
ражания. Из Англии Нартов писал царю Петру; „Здесь таких токарных масте-
ров, которые превзошли бы российских мастеров, не нашел, и чертежи машинам,
которые Ваше царское Величество приказал здесь сделать, я мастерам казал, и оные
сделать по ним не могут".
Кинематическая схема одного из сохранившихся копировально-токарных станков
Нартова (снята с натуры лауреатом Сталинской премии инж. И. А. Дружинским)
приведена на фиг. 7. Эта схема с незначительными непринципиальными изменениями
повторена в копировальном станке швейцарской фирмы Лиенгард, построенном
через два с четвертью столетия после станка Нартова. Как далеко опередил
А. К. Нартов станкостроение своего времени, видно из сравнения фиг. 7 с изо-
браженным на фиг. 8 английским токарно-винторезным станком: хотя этот станок
Краткий обзор развития отечественного станкостроения 15
построен в 1785 г., т. е. на 70 лет позднее станка Нартова, он много примитив-
нее по своей конструкции и, в частности, вместо самоходного супорта имеет
простой подручник. Изучение русских ст; нков петровского времени убеждает в том,
что честь изобретения самоходного металлического супорта — устройства, которое
О1крыло новую эпоху в механической обработке металлов, принадлежат не англи-
чанину Генри Модели, как это считалось до недавнего времени, а Андрею Кон-
стантиновичу Нартову, построившему такой супорт на 75 — 80 лет раньше Модели.
Гениальный Ломоносов в середине XVIII в. изобрел сферотокарный станок для
обработки отражательной поверхности металлических зеркал. Ряд металлорежущих
станков, в том числе цилиндросверлильный для обработки поверхностей большого
диаметра, и винторезные станки сконструировал и построил весьма образованный
для своего времени та-
лантливый Лев Сабакин.
Известны имена и дру-
гих созидателей отечест-
венного станкостроения—
тульских рабочих и мас-
теров: Аексея Сурнина,
Якова Леонтьева, Степана
Трегубова, строившею
„пушечные вертельни11,
конструктора „шлифо-
вальных мельниц11 на
Урале Никиты Бахарева,
талантливого механика и
конструктора станков для
оружейного производства, питомца Морского корпуса Павла Дмитриевича Захавы,
который, работая на Тульском оружейном заводе в качестве механика с 1810 г.,
построил для обработки ружейных стволов „шустовальные11, „обтиральные11 и дру-
гие станки, значительно более совершенные, чем станки М. В. Сидорова и Я. Ба-
тищева.
Благодаря трудам этих пионеров русского станкостроения и многих других са-
мородков, работы которых еще ждут своих исследователей, во время Отечествен-
ной войны 1812 г. было обеспечено производство различного оружия в огромных
для того времени масштабах. Так, например, одни только частные уральские
заводы изготовили в 1811 —1813 гг. около 10 млн. снарядов. К этому периоду
относятся станок для обточки цапф чу1унных пушек, построенный в марте 1812 г.
по проекту Подоксенова на Нижне-Исетском казенном заводе, ряд машин для
отделки наружной поверхности артиллерийских снарядов. На военных заводах
первой четверти прошлого столетия работали станки, сохранившиеся чертежи ко-
торых свидетельствуют о высоких конструкторских парованиях русских станко-
строителей того времени. Для примера на фиг. 9 показан многоместный стволо-
сверлильный станок, который работал в то время на Тульском оружейном заводе.
Как видно из этой фигуры, станок имел ряд конструктивных черт, которые сбли-
жают его с современными специальными многошпиндельными станками.
Изобретения и работы русских станкостроителей XVIII в. открывали отече-
ственному станкостроению широкий путь самобьнного развития, на котором оно
легко м.,гло опередить зарубежное станкостроение. Однако царское правительство
и буржуазия не принимали мер для развития этой важнейшей отрасли промышлен-
ности, и в дореволюционное время потребность страны в металлорежущих станках
удовлетворялась главным образом за счет ввоза их из за Гранины.
До 1917 г станки строили в России лишь несколько заводов: бр. Бромлей
в Москве, „Феникс" в Петербурге, Фельзер в Риге, 1'ерлях и Пульст в Варшаве
и в очень небольшом количестве Брянский завод и завод Струк в Петербурге.
И готовляли станки для собственных нтжд также некоторые военные заводы
О ничтожном масштабе внутреннего производства станков дают понятие следую
Введение
щие цифры: за весь 1913 г., накануне первой мировой войны, в России было
выпущено всего 1490 станков, причем их общая стоимость составляла около 1°/0
стоимости выпуска всей русской машиностроительной промышленности. Ни одного
специально станкостроительного завода в царской России не было, и названные
предприятия строили станки лишь наряду с другими разнообразными по номен-
клатуре машинами.
Несмотря на эти крайне неблагоприятные условия развития отечественного
станкостроения, отдельные русские изобретатели и конструкторы в течение всего
XIX и начала XX в. создавали оригинальные станки и вносили усовершенство-
вания в существующие конструкции их.
В семидесятых годах прошлого столетия, когда Германия еще только присту-
пала к созданию собственной станкостроительной промышленности, не располагая
ни одним станком самостоятельной конструкции, завод
бр. Бромлей уже строил продольно-строгальные станки
для собственных надобностей. Завод „Феникс" изготов-
лял в дореволюционное время крупные станки весом до
115 т (7000 пуд.). Талантливый конструктор-самородок
Георгий Макарович Горохов (1863 —1939) спроектировал
и построил на Брянском заводе несколько десятков стан-
ков, в том числе много станков для паровозо- и вагоно-
строения.
Великая Октябрьская социалистическая революция
коренным образом изменила это положение. Наряду со
многими другими отраслями машиностроения было создано
и отечественное станкостроение.
Уже в 1931 г. завод „Красный пролетарий" выпустил
почти в 24 раза больше станков, чем изготовил в 1913 г.
завод бр. Бромлей, расположенный на той же территории.
В 1932 г., последнем году первой пятилетки, выпуск стан-
ков в СССР больше чем в 13 раз превысил выпуск стан-
ков в России в 1913 г. Подводя итоги осуществления плана промышленности,
товарищ Сталин отметил 7 января 1933 г. на Объединенном пленуме ЦК и ЦКК
ВКП(б): „У нас не было станкостроения. У нас оно есть теперь".
В дальнейшем станкостроительная промышленность Союза ССР развивалась
также весьма успешно. Быстро возрастало число станкозаводов: оно составило
з 1941 г. 450°/о по отношению к числу станкозаводов в 1932 г. Непрерывно и
быстро росли масштабы выпуска станков (см. диаграмму на фиг. 10, количество
освоенных типо-размеров). В резолюции XVIII съезда ВКП(б) было включено ре-
шение: „Увеличить выпуск металлорежущих станков до 70 тысяч штук в 1942 г.
против 36 тысяч штук в 1937 г., доведя ассортимент станков до 800 типо-разме-
ров“. И далее: „Закончить строительство трех заводов тяжелого станкостроения,
завода фрезерных станков в Горьком, станков-автоматов в Киеве и развернуть
строительство ряда новых станкостроительных заводов средней мощности по про-
изводству шлифовальных, зуборезных, продольно-строгальных станков, карусель-
ных, расточных и станков-автоматов . ..“.
Нападение гитлеровской Германии на СССР в июне 1941 г. повлекло за собой
лишь временное нарушение намеченного плана развития отечественного станко-
строения, но не смогло остановить его. Вместо станкозаводов, разрушенных нем-
цами в Белоруссии и на Украине, на Востоке вырос ряд новых станкостроитель-
ных заводов, и к настояш.ему времени станкостроение СССР располагает еще
большими производственными мощностями, чем до войны. Наглядное представле-
ние о необычайном росте станкостроения в нашей стране и о его возможностях
в настоящее время дает следующая цифра: за один лишь октябрь 1947 г. станко-
завод им. Орджоникидзе, построенный в первой пятилетке, выпустил станков на
сумму, вдвое большую (в неизменных ценах 1926 —1927 гг.), чем все вместе взя-
тые заводы царской России за весь 1913 г.
Краткий обзор развития отечественного станкостроения
17
Закон о пятилетием плане восстановления и развития народного хозяйства СССР
на 1946—1950 гг. предусматривал дальнейший значительный рост советского
станкостроения: в 1950 г. следовало выпустить 74 000 металлорежущих станков,
в том числе 12 300 агрегатных и специальных.
Уже в 1948 г. стало ясно, что намеченный законом план развития будет
выполнен досрочно. И действительно, как указано в сообщении Государственного
планового комитета СССР и Центрального статистического управления СССР
„Об итогах выполнения четвертого (первого послевоенного) пятилетнего плана СССР
на 1946 - 1950 годы" от 16 апреля 1951 г., установленный этим планом на 1950 г.
уровень производства машин, оборудования и приборов был достигнут досрочно —
в I квартале 1950 г.
За годы четвертой пятилетки нашей промышленностью было освоено около 250
новых типов металлорежущих станков общего назначения, свыше 1000 типов
специальных и агрегатных станков, 23 типа автоматов и полуавтоматов, создано
26 автоматических станочных линий и автоматический завод по изготовлению авто-
мобильных поршней.
Состояние и развитие станкостроения характеризуются, однако, не одними лишь
количественными показателями, так как производительность станка выпуска 1913 г.
во много раз меньше производительности станка того же назначения, выпущенного
в 1933 г., а тем более в 1951 г. За годы, прошедшие после Великой Октябрьской
социалистической революции, металлорежущие станки отечественного производства
по типам конструкции, техническим и экономическим показателям изменились корен-
ным образом. Совершенно изменилась и структура типажа станков, выпускаемых
нашей станкостроительной промышленностью: за одну лишь четвертую пятилетку
выпуск специальных и агрегатных станков возрос по сравнению с довоенным
периодом в 12 раз, типаж крупных и тяжелых станков увеличился в 6 раз, высо-
коточных (прецизионных) — более чем в 4 раза [7]. Созданы, например, многие
десятки станков различных типов для точной индустрии, которые раньше ввози-
лись из-за границы; подавляющее большинство эаих станков — автоматы и полуав-
томаты.
УУ£/
В производстве станков дореволюционной России господствующее положение
занимали простейшие станки общего назначения (универсальные): токарные, свер-
лильные, продольно-строгальные, долбежные, механические ножницы и т. п. Размер
серии одинаковых станков лишь в единичных случаях достигал 10—15 шт. и никогда
не превышал 25 шт., что не позволяло применять при изготовлении их технологию
хотя бы среднесерийного производства.
Уже в начале XX в. русская машиностроительная промышленность была настолько
развита, что организация внутреннего производства более сложных станков общего
назначения, например, револьверных, токарных полуавтоматов и автоматов, зуборез-
ных полуавтоматов и т. п., а также специальных станков для некоторых отраслей
промышленности была бы вполне своевременной. В своем „Курсе механической тех-
нологии", изданном в 1905 г., почти полвека тому назад, профессор Петербург-
ского технологического института Алексей Дмитриевич Гатцук писал: „Число станков
и теперь очень велико и, кроме того, постоянно растет, особенно благодаря все
увеличивающейся специализации в механическом деле, следствием которой является
быстрое развитие специальных машин, предназначаемых для очень узкого круга
операций, но зато исполняющих их безукоризненно. Наше время — время специаль-
ных станков". Однако эти специальные станки русские дореволюционные заводы
строили в таком ничтожном количестве, что их выпуск не влиял на общий харак-
тер оборудования русской машиностроительной промышленности.
За годы советской власти неизмеримо поднялся технический уровень станков
отечественного производства. Значительно увеличились скорости главного движения
и подач, диапазоны регулирования этих скоростей, мощыведи -^тмнеевт^Йтг, напри-
. .- НИХ
вод
IBO-
мер, только за четырехлетний период с 1933 по 1
новых моделей станков повысилась с 3,9 до 8,1 квф, т?е.’сюЛее 1е»¥даЙеЛ Ир.
от трансмиссии полностью вытеснен в советских йоАМ WJuteft лМЙцЫ Ю Pl
2 Ачеркая 33В ’
18
Введение
дом от отдельного электродвигателя, ступенчатые шкивы — коробкой скоростей или
вынесенным в тумбу редуктором. В 1932 г. заводом „Красный пролетарий' был
изготовлен первый опытный револьверный станок для завода им. Серго Орджоникидзе;
в том же году Центральный институт труда (ЦИТ) впервые применил принципы
агрегатирования при конструировании станков; в 1933 г. были выпущены первые
зубофрезерные полуавтоматы и одношпиндельные токарные прутковые автоматы.
В 1934 г. в Экспериментальном научно-исследовательском институте металлорежу-
щих станков (ЭНИМС) под руководством главного конструктора, ныне чл.-корр.
АН СССР лауреата Сталинских премий д-ра техн, наук Владимира Ивановича
Дикушина были спроектированы стандартные головки мощностью 3,7 и 7,4 кет
(5 и 10 л. с). Они были первыми в Европе стандартными узлами для многошпин-
дельных сверлильно-расточных автоматических станков. В 1935—1936 гг. в Союзе
был начат серийный выпуск четырехшпиндельных автоматов модели 123, полуав-
томатов модели 116, тяжелых токарно-винторезных станков модели ДИП-500 (1Д65),
продольно-фрезерных и многих других станков.
В типаже станков, изготовляемых советскими заводами, имеется много таких,
которые в дореволюционное время совершенно не изготовлялись либо вследствие
отсталости нашего станкостроения при царском режиме, либо вследствие того,
что многие технологические процессы, широко применяемые в настоящее время,
тогда еще не были известны. Для примера можно назвать автоматы и полуавтоматы
самого разнообразного назначения, в том числе токарные, фрезерные, зуборезные
и многие другие, многошпиндельные агрегатные станки, копировально-фрезерные
системы Т. Н. Соколова (конструкторы —лауреаты Сталинской премии канд. техн,
наук Т. Н. Соколов и инж. И. А. Дружинский), алмазно-токарные, шлифовально-
притирочные, резьбошлифовальные модели ММ582 (конструктор — лауреат Сталинской
премии канд. техн, наук М. П. Мерперт) и многие другие. Для различных отраслей
машиностроения, черной металлургии, транспорта и других отраслей народного
хозяйства изготовляются многочисленные высокопроизводительные специализирован-
ные и специальные станки. В настоящее время уже не существует таких металло-
режущих станков, которые не могли бы быть спроектированы и построены в Совет-
ском Союзе.
Многое сделано в нашей стране и в части научного исследования станков и созда-
ния основ для построения в ближайшие годы научной теории этих машин, теории,
тесно связанной с практикой. Особенно большое значение для развития науки о станках
имеют работы Экспериментального научно-исследовательского института металлоре-
жущих станков — ЭНИМС, созданного в 1933 г. на базе Научно-исследовательского
института станков и инструментов и Центрального конструкторского бюро станко-
объединения. Располагая рядом специализированных конструкторских бюро и лабора-
торий, в которых работают кадры высококвалифицированных исследователей и кон-
структоров, а также заводом опытных конструкций, ЭНИМС за сравнительно короткое
время своего существования выполнил огромное количество научно-исследователь-
ских работ. Тематика их охватывает вопросы автоматизации станков и станочных
линий, агрегатирования, гидро- и электрооборудования, динамики станков, стан-
дартизации, материаловедения (применительно к станкам); различные вопросы кон-
струкции отдельных типов станков—токарных, фрезерных, строгальных, протяжных,
шлифовальных, зуборезных и др.; конструкции отдельных механизмов и узлов,
вопросы типажа и многие другие. При всем разнообразии тематики работ ЭНИМС
гее они объединены общей целью — сделать станки советской конструкции и совет-
ского производства лучшими оанками в мире, наиболее производи чельными, эко-
номичными в изготовлении и в эксплуатации, наиболее удобными и легкими для
обслуживания.
Значительны также заслуги ряда лабораторий наших станкостроительных заво-
дов, например, завода „Красный пролетарий", им Серго Орджоникидзе, Завода
внутришлифовальных станков (ЗВШС), Горьковского завода фрезерных станков
(ГЗФС), киевского завода станков-автоматов им. Горького и других, и конструк-
торских бюро (СКВ) Министерства станкостроения СССР в деле развития науки
Краткий обзор развития отечественного станкостроения 19
о станках, усовершенствования конструкций станков, технологии производства и
использования их. Многие работы, выполненные лабораториями заводов Министер-
ства станкостроения СССР и заводов других министерств, сыграли большую роль
в деле развития отечественного станкостроения и создания науки о станках.
В этой работе участвуют также многие высшие технические учебные заведения нашей
страны, в которых имеется станкостроительная специальность: Московский стан-
коинструментальный институт имени И. В. Сталина, Московское высшее техническое
училище им. Баумана, Ленинградский политехнический институт им. М. И. Калинина,
Киевский политехнический институт, Харьковский технологический институт, Одес-
ский политехнический институт, Тульский механический институт и некоторые
другие.
Очень большая заслуга в развитии нашего станкостроения принадлежит рабочим-
стахановцам, новаторам производства, добившимся резкого (иногда в 10 раз) повы-
шения скоростей резания и подач при выполнении самых различных операций.
Достижения таких выдающихся передовиков нашего машиностроения, как токари
П. Б. Быков, Г. С. Борткевич, Б. И. Кулагин, Н. Г. Смирнов, Т. П. Ячменева,
В. Ф. Шумилин, И. Ф. Подвесько, Г. С. Нежевенко, Н. С. Чикирев, Ю. И. Диков,
фрезеровщики Д. М. Макеев, Н. Н. Симановский, Я. А. Чебышев, токарь-кару-
сельщик Н. Бутенко и многие другие, способствовали созданию ряда новых моде-
лей станков для скоростной обработки. Все более высокие скорости резания,
с которыми работают названные и другие рабочие-новаторы, заставляют кон-
структоров создавать такие быстроходные станки, которые удовлетворяли бы тре-
бованиям, предъявляемым стахановцами, передовиками производства. Блестяще
оправдалось предвидение товарища Сталина, который еще в ноябре 1935 г. в
своей речи на Первом всесоюзном совещании стахановцев сказал:
„Разве не ясно, что стахановцы являются новаторами в нашей промышленности,
что стахановское движение представляет будущность нашей индустрии, что оно
содержит в себе зерно будущего культурно-технического подъема рабочего класса,
что оно открывает нам тот путь, на котором только и можно добиться тех высших
показателей производительности труда, которые необходимы для перехода от со-
циализма к коммунизму и уничтожения противоположности между трудом умствен-
ным и трудом физическим?“1
Перечисление хотя бы важнейших из многочисленных работ, выполненных кол-
лективами ЭНИМС и других названных выше институтов и лабораторий и отдельными
научными работниками нашей страны (а тем бол.е хотя бы краткое изложение
сущности этих работ), заняло бы слишком много места, Поэтому мы вынуждены
ограничиться здесь упоминанием лишь немногих работ. Однако даже весьма краткий
дальнейший перечень, в котором отсутствуют очень многие серьезные научные работы,
дает представление о размахе научных исследований в области станков, проводи-
мых в Советском Союзе.
Следует отметить, что работа русских ученых дореволюционного периода в обла-
сти науки о станках пока еще почти совершенно не изучена. Недостаточно иссле-
дованы работы в области станков даже такого крупнейшего ученого, как акад,
А. В. Гадолин (см. стр. 34), который еще 75 лет тому назад указывал на необходи-
мость создания науки о станках и явился ее основоположником. Состояние зару-
бежной литературы того времени (1876 г.), посвященной станкам, А. В. Гадолин
характеризовал следующими словами, сохраняющими в значительной степени силу
и до наших дней:
„Можно сказать, например, что теории рабочих станков вовсе не существует.
Если мы обратимся к литературе этого предмета, то увидим, что она громадна.
Но что же она содержит в себе? Описание различных новых изобретений, описание
того, что существует, разных улучшений; это все большей частью пишут те
люди, которые желают этим путем распространить сведения о тех изобретениях,
которые они совершили, так что, в сущности, это не что иное, как реклама. Итак,
1 И. Сталин, Вопросы ленинизма, 11-е издание. 1947, стр. 496.
20
Введение
по крайней мере три четверти литературы есть рекламы, статьи, написанные с рас-
четом, а вовсе не для пользы науки. Но если бы этого не было, если бы даже
можно было находить описания действительно хороших предметов и основательных
изобретений, то и это все еще не наука! Это выходит то же самое, что делают те
ботаники, которые занимаются только описанием растений, а не делают ничего для
изучения их. Литература машиностроения, в самом деле, весьма жалка“
Немалый вклад в дело развития науки о станках сделал выдающийся математик
и механик, талантливый инженер-практик Иван Алексеевич Вышнеградский (1831—
1895), который „воспитал целое поколение русских инженеров-машиностроителей
и был главой первой русской школы в области машиностроения"* 1 2. Работая одно-
временно с А. В. Гадолиным в качестве профессора в Михайловской артиллерий-
ской академии и Петербургском практическом технологическом институте, И. А. Выш-
неградский читал в них курс токарных станков. .Перечисляя разнообразные курсы,
которые на своем трудовом веку читал покойный, — вспоминал в своем докладе 3
по случаю смерти И. А. Вышнеградского его ученик, один из наших крупнейших
ученых-инженеров проф. Виктор Львович Кирпичев, — нельзя не упомянуть об одном,
очень интересном, именно о курсе проектирования машин-орудий для обработки
металлов. Этот курс читался в Михайловской артиллерийской академии и сопро-
вождался проектированием токарных станков разного рода. Курс заключал в себе
весьма плодотворные идеи, применимые к проектированию рабочих станков вообще,
и мог служить основанием для постановки на рациональную почву дела конструи-
рования машин-орудий. Кроме чтения теоретических курсов, Иван Алексеевич руко-
водил проектированием слушателями различных машин: подъемных, паровых, рабо-
чих станков и т. д.; здесь он являлся в высшей степени полезным для своих учеников,
вырабатывая из них прекрасных конструкторов“.
Современник А. В. Гадолина и И. А. Вышнеградского проф. Владимир Львович
Чебышев в 1874 г. опубликовал работу „О наивыгоднейшем способе употребления
шарошек и шарошечных станков" 4 *, в которой впервые в мировой науке было дока-
зано наличие закономерной связи между характеристикой чистоты фрезерованной
поверхности, с одной стороны, геометрией фрезы и некоторыми параметрами
режима резания — с другой, и установлена математическая зависимость, связываю-
щая эти величины.
Огромную роль в развитии привода металлорежущих станков (и других машин-
орудий) сыграла работа выдающегося русского электротехника Михаила Осиповича
Доливо-Добровольского (1862—1919), которому принадлежит честь изобретения
и первого практического применения трехфазного тока для передачи и распреде-
ления электроэнергии6. Созданный (около 1891 г.) М. О. Доливо-Добровольским
асинхронный трехфазный электродвигатель применяется до настоящего времени
в подавляющем большинстве станков для привода как главного, так и вспомога-
тельных движений.
Однако только после Великой Октябрьской социалистической революции наука
о станках получила в нашей стране широкое развитие в различных направлениях,
далеко опередив уже к настоящему времени все то, что сделано и делается в той же
области во всех вместе взятых капиталистических странах. Дальнейшее успешное
развитие науки о станках так же, как и всякой другой науки, обеспечено твор-
ческим применением к ней ленинско-сталинского метода. Гениальные про-
изведения товарища Сталина по вопросам языкознания показывают, какие широкие
перспективы развития открывает приложение этого метода к любой отрасли знания.
1 „Записки Русского технического общества и свод привилегий”, 10-й год, вып. 4, 1876,
стр. 286-287.
1 Д. К. Максвелл, И. А. Вышнеградский, А. С т о д о л а, Теория автомати-
ческого регулирования (линеаризованные задачи), сборник, АН СССР, 1949, стр. 342.
з Там же, стр. 316. См. также Собрание сочинений В. Л. Кирпичева, т. 1 (Петроград
1917), стр. XIII.
4 „Записки Русского технического общества" № 6, 1874.
6 М. А. Шателеп, Русские электротехники второй половины XIX века, Госэнерго-
издат, 1949, стр. 222—227.
Краткий обзор развития отечественного станкостроения
21
В области кинематики станков следует отметить прежде всего труды проф.
Г. М. Головина, благодаря которым курс „Кинематика станков", охватывающий
также вопросы настройки металлорежущих станков, входит в настоящее время как
самостоятельная дисциплина в учебный план подготовки инженеров-станкостроителей.
Подробное развитие получили в трудах проф. Г. М. Головина вопросы настройки
винторезных, делительных и диференциальных цепей, вопросы, связанные с настрой-
кой делительных головок в различных случаях использования их, с настройкой
затыловочных станков и т. д. Здесь следует особо отметить статью проф. Г. М. Голо-
вина ,0 едином законе, управляющем современными механизмами", опубликованную
в сборнике „Станки", изданном в 1933 г. Сганкообьединением, статью „Методика
изобретательства на базе исследования уравнений баланса", напечатанную в 1937 г.
в „Трудах Московского станкоинструментального института", и курс лекций по кине-
матике станков, изданный МВТУ им. Баумана в 1946 г.
Принципиальные вопросы проектирования станков получили освещение в ряде
статей лауреата Сталинских премий чл.-корр. АН СССР проф. В. И. Дикушина;
см., например, его статью „О нормативах в станкостроении в военное время" в
журнале „Станки и инструмент" № 1, 1942 г., доклад на Всесоюзной конференции
1943 г. по станкостроению, опубликованный в „Трудах Всесоюзной конференции
по станкостроению", т. 2, 1946 г., и статью „Основные данные для проектирования
металлорежущих станков" в т. 9 Энциклопедического справочника „Машинострое-
ние", 1949 г.
Вопросам автоматизации станков и проектирования автоматических линий посвящен
ряд исследований ЭНИМС, многочисленные работы проф. д-ра техн, наук Г. А. Шау-
мяна, в том числе его труд „Основы теории проектирования станков-автомаюв и
автоматических линий", 1949 г. (первое издание его было удостоено Сталинской
премии), монографии проф. Б. Л. Богуславского „Токарные автоматы и полуавто-
маты одношпиндельные", 1948 г., и „Мпогошпиндельные токарные автоматы и полу-
авюматы", 1950 г., и его же исследования вопроса качественной и количественной
оценки степени автоматизации станков, работа лауреата Сталинской премии канд.
техн, наук доц. А. П. Влалзиевского „Теория внутренних запасов и влияние их на
производительность автоматических станочных линий", журнал „Станки и инструмент"
за 1950 и 1951 гг., и др.
Различным вопросам динамического расчета станков посвящены работы проф.
д-ра техн, наук Д. Н. Решетова, которому принадлежит заслуга создания общего
метода расчета деталей станков на долговечность (1942 —1943 г.) и уточненных
методов расчета шпинделей (монография „Расчет валов (шпинделей) с учетом упру-
гого взаимодействия с опорами", изд. ЭНИМС, 1939 г.), подшипников (статьи
в журналах „Подшипник", 1939 и 1940 гг., „Станки и инструмент", 1942 г.),
направляющих прямолинейного движения („Расчет деталей станков", 1945 г,, и
„Станки и инструмент" № 1, 1951 г.), зажимных устройств („Станки и инструмент",
1942 г.).
Канд. техн, наук доц. Н. В. Игнатьевым разработан в 1937 г. изящный и прак-
тически удобный метод расчета коробок скоростей и механизмов подач металло-
режущих станков (монография под этим названием издана ЭНИМС в 1938 г.),
получивший широкое применение в практике. Важные исследования по теории рядов
оборотов и подач принадлежат проф. д-ру техн, наук К. П. Никифорову и канд.
техн, наук доц. Б. В. Шаскольскому.
Из исследований, относящихся к жесткости станков, необходимо отметить
прежде всего основной труд инж. К. В. Вогинова „Жесткость станков", опубли-
кованный в 1940 г., выполненные в ЭНИМС работы канд. техн, наук X. М. Ени-
кеева, канд. техн, наук А. Н. Огринчука и лауреата Сталинской премии
Е. Г. Алексеева, и ряд работ, выполненных проф. д-ром техн, наук А. П. Соко-
ловским („Жесткость в технологии машиностроения11, 1946 г.), его сотрудниками
и учениками в Ленинградском политехническом институте им. М. И. Калинина.
Вопросам вибраций станков посвящены имеющая крупное научное значение
докторская диссертация проф. д-ра техн, наук А. И. Каширина и его же моно-
22
Введение
графия „Исследование вибраций при резании металлов- (изд. АН СССР, 1944 г.)
и выполненные в ЭНИМС исследования инж. Н. А. Дроздова и проф. д-ра техн,
наук Д. Н. Решетова.
Многочисленные исследования были проведены в нашей стране также в области
гидрофикации станков д-ром техн, наук проф. Т. М. Баштой, канд. техн, наук И. 3. Зай-
ченко, лауреатом Сталинской премии канд. техн, наук Г. И. Каменецким, канд.
техн, наук доц. В. В. Ермаковым, д-ром техн, наук проф. Е. М. Хаймовичем и др.
Огромное значение для углубления наших знаний о станках и дальнейшего
развития теории станков имеет опыт эксплуатации многочисленных новых моделей
станков, спроектированных конструкторскими бюро ЭНИ,МС, станкозаводов МСС
и некоторых заводов других министерств и построенных на отечественных
заводах.
Необходимо также упомянуть об исследованиях, имеющих целью создание
истории отечественного станкостроения или освещение ее отдельных моментов.
Здесь следует указать прежде всего на большой труд лауреата Сталинской премии
проф. В. И. Данилевского „Русская техника", вышедший двумя изданиями в 1947
и 1948 гг. и содержащий много материала по истории дореволюционного русского
станкостроения. В течение многих лет исследованию прошлого этой области
отечественного машиностроения посвящает свои труды проф. А. С. Бриткин, под-
готовивший в последние годы монографии о талантливых русских станкостроите-
лях начала XVIII в. — А. К. Нартове, М. В. Сидорове-Красильникове и Я. Батищеве
и начала XIX в. — П. Д. Захаве (см. библиографию в конце главы).
Большие успехи нашего станкостроения были отмечены постановлениями пра-
вительства о награждении наиболее заслуженных работников станкостроения орде-
нами и медалями СССР Ряду конструкторов, технологов, рабочих-скоростников,
научных работников присвоено звание лауреатов Сталинской премии. За работы
в области станкоинструментального производства в одном лишь 1950 г. этого
высокого звания удостоены 72 работника станкоинструментальной промышленности,
в том числе 25 работников — за создание автоматическою завода по производству
автомобильных поршней. Все процессы изготовления поршней, в том числе кон-
троль размеров, твердости, и ряд вспомогательных процессов, как, например, уда-
ление снятой стружки из цеха, автоматизированы. Дистанционный контроль работы
всех агрегатов завода и непрерывный автоматический учет производственных пока-
зателей его работы производятся с центрального диспетчерского пульта. Благодаря
автоматизации работы завода достигнуто уменьшение количества обслуживающего
персонала в 4,2 раза, продолжительности цикла—более чем в 2 раза; существенно
ускорена оборачиваемость средств. Очень важно то, что характер труда немного-
численных обслуживающих работников качественно резко изменился — они осво-
бождены от выполнения однообразных функций оператора.
Этот автоматический завод представляет наглядную иллюстрацию направле-
ния развития отечественного станкостроения и огромных успехов его за годы
сталинских пятилеток.
Огромное значение автоматизации линий, цехов и целых заводов, освобождаю-
щей рабочих от нередко однообразного и утомительного физического труда,
в период перехода от социализма к коммунизму очевидно. Следует отметить, что
опыт эксплуатации автоматических „цепей станков" показал полную их работоспо-
собность.
§ 3. ОСНОВНЫЕ ПРОБЛЕМЫ ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ СТАНКОВ В СВЕТЕ ЗАДАЧ
СОЦИАЛИСТИЧЕСКОЙ СОВЕТСКОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Современный уровень развития нашей промышленности, сельского хозяйства,
транспорта и задачи дальнейшего укрепления обороноспособности Советского
Союза и дальнейшего движения вперед от социализма к коммунизму ставят перед
конструктором металлорежущих стгнков ряд весьма ответственных проблем, свя-
занных с созданием высокопроизводительного оборудования для всех отраслей
Основные проблемы при проектировании станков 23
нашего народного хозяйства, в том числе для величайших сооружений современ-
ности — сталинских строек коммунизма.
Возможные пути решения разнообразных задач, стоящих перед нашей станко-
строительной промышленностью, сводятся к следующему.
а) Оснастка существующих моделей станков общего назначения.
Этим способом можно во многих случаях превратить станок общего назначения
в специализированный, приспособив его для производительной работы в условиях
серийного производства. Оснастка станка получается тем более дешевой и тем
скорее может быть изготовлена, чем шире конструктор будет пользоваться стан-
дартными или нормализованными элементами.
б) Модернизация существующих моделей станков с целью не
только повышения производительности, но и улучшения других эксплуатационных
показателей. При условии систематического проведения этой работы существую-
щие модели можно сохранять на достаточно высоком техническом уровне в тече-
ние длительного времени, притом без больших изменений технологического про-
цесса производства и со сравнительно малыми затратами благодаря сохранению
большей части оснастки заводом-изготовителем.
Как это следует из сказанного выше, модернизацию станков нужно вести
в направлениях увеличения быстроходности, мощности, жесткости, виброустой-
чивости; расширения или сужения, в зависимости от указаний практики использо-
вания станка, его технологических возможностей; автоматизации работы в целях
облегчения обслуживания, создания условий для многостаночной работы, высво-
бождения рабочей силы, особенно квалифицированной; понижения трудоемкости
станка; максимальной экономии всех материалов
в) Создание новых моделей станков путем видоизменений
основной модели, освоенной, и изготовляемой в серийном порядке (моди-
фикации базовых моделей). Этим способом могут быть созданы станки
как общего назначения, так и специализированные, причем благодаря исполь-
зованию ряда узлов и деталей основного станка освоение новых моделей
требует значительно меньшего времени, чем освоение совершенно новых кон-
струкций.
Преимущества этого способа создания новой модели тем больше, чем меньше
оригинальных деталей она содержит. В практике советского станкостроения кон-
структивное объединение (унификация) моделей, построенных на основе одного
базового станка, достигает нередко 90%, что чрезвычайно облегчает производство
всех станков одного ряда.
Иногда новый специализированный станок с областью использования, сужен-
ной соответственно его назначению (операционные станки), можно получить из
основной конструкции путем удаления из нее определенных узлов и деталей.
Высокий коэфициент унификации конструкций нередко достижим и для рядов
видоизменений не одной и той же, а различных основных моделей.
Важный вариант этого пути решения задачи быстрого создания новых моделей
станков — конструирование их посредством 1очетания узлов, стандартизованных
(ГОСТ) или нормализованных (нормали, общие для станкостроения или заводские)
в виде размерных рядов по признаку функций, выполняемых узлом в станке. Это
позволяет использовать одни и те же узлы в станках различных групп, например
в токарных и фрезерных. Применение приш инов узлового конструирования не
связывает конструкюра необходимостью придерживаться определенной основной
модели, позволяет значительно сократить сроки освоения новых станков и создает
предпосылки для централизации производства многих частей станков
г) Возможно более широкое использование принципов агрегатиро-
вания при создтнии новых специальных станков-полуавтоматов и автоматов,
в первую очередь для массового и крупносерийного производства Опыт отече-
ственного станкостроения в области соьдания станков агрегатной конструкции,
далеко опередившего в этой области западноевропейскую промышленность, под-
тверждает большие преимущества этого пуьи.
24
Введение
Ряд силовых головок различной мощности, насосов, шпиндельных коробок,
оснований, колонн, гидропанелей и других стандартных узлов, необходимых для
агрегатирования, главным образом станков для расточных, сверлильных, резьбо-
нарезных и фрезерных операций, создан институтом ЭНИМС и заводом „Станко-
конструкция", а также и другими конструкторскими бюро и заводами Союза ССР.
В ближайшие задачи входит разработка конструкций стандартных узлов для
агрегатирования токарных, шлифовальных, фрезерных, а затем и других станков.
Применение принципов видоизменения основных моделей, узлового и агрегат-
ного конструирования станков не исключает полностью проектирования станков,
состоящих главным образом из оригинальных узлов: для некоторых отраслей про-
мышленности понадобится проектировать единичные специальные станки такого
рода.
д) При использовании всех перечисленных путей для создания станков новых
моделей следует широко применять электрическое, гидравлическое и
пневматическое оборудование. Во вновь проектируемых моделях нужно
внедрять электродвигатели, позволяющие бесступенчато регулировать скорости
главного движения и подач, в частности, группы машин с вращающимися пре-
образователями тока; высокочастотные двигатели в быстроходных станках; много-
скоростные асинхронные двигатели в тех случаях, где применение такого двига-
теля позволяет существенно упростить коробку скоростей или полностью устранить
ее вследствие того, что для регулирования скоростей достаточен такой электро-
двигатель; встроенные двигатели; электрическую, в том числе и электронно-ионную,
аппаратуру управления. Конструктор должен, однако, учитывать увеличение габа-
ритов машин при применении вместо нормального короткозамкнутого односко-
ростного двигателя других систем электрического привода. При этом следует
учитывать также экономический эффект и легкость переналадки и ремонта.
В области гидрофикации станков в ближайшие годы предстоит решить задачи
использования гидромоторов для привода вращения главных шпинделей, примене-
ния гидропривода в тяжелых станках, строгого синхронизирования работы гидра-
влических приводов в одном, а затем и в различных станках. Совершенствование
конструкций элементов i идроавтоматики и гидроприводов возвратно-поступатель-
ного движения и дальнейшая стандартизация узлов гидросистем необходимы для
повышения эксплуатационных качеств станков новых моделей.
е) Самое серьезное внимание при разработке новых моделей станков должно
уделяться вопросу максимальной экономии металлов. Для этого следует
производить расчеты деталей и узлов проектируемого станка на основе новейших
разработанных у нас в Союзе методов расчета на прочность, жесткость, вибро-
устойчивость и соответствующих норм с учетом действительно необходимой дол-
говечности станка в целом и его отдельных частей. Следует помнить, что назна-
чение пониженных норм — или, что то же, чрезмерных запасов прочности, жест-
кости и т. д. — ведет к „омертвлению" материала. Эго не должно допускаться, тем
более что выход из строя частей станка происходит в подавляющем большинстве
случаев в результате износа, реже — вследствие поверхностной усталости; напротив,
поломки или остаточные деформации деталей станков являются довольно редкими
исключениями.
Поэтому во многих случаях можно значительно уменьшить расход материалов,
применяя биметаллические конструкции и используя более ценный металл лишь для
изготовления небольшой, непосредственно работающей на износ или контактную
прочность части детали (см. стр. 359 и 382).
Для доведения расхода металлов до необходимого и достаточного минимума
следует проектировать литые детали таким образом, чтобы они могли иметь воз-
можно малую толщину стенок, ребер и пр.
ж) Очень важное значение имеют вопросы технологичности конструкции,
т. е. упрощения механической обработки и сборки, следовательно, сни-
жения трудоемкости станка (см. ниже); удобства обслуживании;
легкости и удешевления ремонта.
Выбор и обоснование конструкции станка
25
з) Ответственные задачи возникают в связи с созданием тяжелых и особо
тяжелых станков различных типов для энергетической, металлургической,
горнорудной, судостроительной и других отраслей промышленности. Вопросы сокра-
щения вспомогательного времени, затрачиваемого на установку, выверку, закре-
пление заготовки, раскрепление и снятие обработанного изделия и на контроль
его во время обработки, имеющие большое значение для всех вообще станков,
играют при конструировании таких станков особенно серьезную, иногда решаю-
щую роль.
При конструировании тяжелых станков необходимо особенно учесть те требо-
вания, которые предъявляет к станкостроению сооружение гигантских гидро-элек-
тростанций— Куйбышевской, Сталинградской, Каховской и др.
и) Большое внимание при проектировании станков для нашей социалистической
промышленности нужно уделять вопросам управления станком и в первую
очередь — техники безопасности и уменьшения физической и нервной
утомляемости рабочего и наладчика, обслуживающих станок. При проекти-
ровании всех станков, и в особенности для скоростной обработки, необходимо
обеспечить полную безопасность рабочего от увечий быстро отделяющейся струж-
кой и хороший отвод ее; решение этой задачи представляет нередко довольно
большие трудности.
Управление должно быть по возможности автоматизировано, станок
защищен системой блокировок и сигнализирующих устройств от аварий (подроб-
нее см. гл. XIV).
к) Специальные вопросы возникают при проектировании высокоточных
(прецизионных) станков; во многих случаях для получения конструкции, удо-
влетворяющей эксплуатационным требованиям и технологичной, необходим расчет
на точность, основы которого созданы в Советском Союзе.
Успешное решение задач, обеспечивающих дальнейшее развитие, отечественного
станкостроения, требует от конструктора использования богатого опыта, накоплен-
ного нашей машиностроительной промышленностью, результатов исследовательских
работ в области науки о станках и достижений рабочих-стахановцев и новаторов
производства.
§ 4. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ КОНСТРУКЦИИ СТАНКА
НА ОСНОВЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ЗАДАНИЯ
Правильный выбор типа конструкции станка, отвечающего поставленному тех-
нологическому заданию, имеет чрезвычайно большое значение как для завода,
который будет изготовлять этот станок, так и для потребителя. Поэтому, при-
ступая к проектированию нового станка, необходимо уделить очень серьезное вни-
мание выбору типа его конструкции, т. е. решению вопросов о том, должен ли
он быть видоизменением (модификацией) станка общего назначения, специализиро-
ванным или узко специальным, одно- или многошпиндельным, одно- или много-
инструментным, одно- или многооперационным, с вертикальными, горизонталь-
ными или наклонными шпинделями, насколько полно он должен быть автоматизи-
рован.
Исходное задание, на основе которого конструктор должен проектировать
станок, может быть формулировано с весьма различной степенью определенности.
Наиболее определенным оно будет при задании на проектирование узко специаль-
ного станка; при этом конструктор располагает рабочим чертежом детали и тех-
ническими условиями на ее изготовление. Наименее определенным является про-
изводственное задание на проектирование станка общего назначения, поскольку
требования будущих потребителей станка разнообразны и о них можно судить,
лишь косвенным путем. В условиях работы нашей станкостроительной промыш-
ленности с установленным для каждого завода типажем последняя задача иногда
облегчается необходимостью по возможности унифицировать новую модель с пред-
шествующими. Этот второй фактор — утвержденный типаж и наличие ряда освоен-
26
Введение
ных моделей—оказывает влияние на выбор типа конструкции и самой конструк-
ции также при проектировании специализированных и даже специальных станков,
особенно при коротких сроках освоения новой машины.
Из числа других факторов, влияющих на выбор, важнейшими являются:
а) форма поверхности, подлежащей обработке (плоскость, круговой цилиндр,
конус, шаровая поверхность, поверхность вращения, винтовая поверхность, поверх-
ности более сложного вида); б) форма заготовки, на которой расположена подле-
жащая обработке поверхность; в) размеры этой поверхности и заготовки; г) вес
заготовки; д) требования к точности обработки; е) требования к чистоте обработан-
ной поверхности; ж) характер и количество снимаемой стружки; и) соотношение
между машинным временем и вспомогательным, необходимым для зажима заго-
товки и для смены затупившегося инструмента; к) характер производства (мелко-,
средне-, крупносерийное, массовое, поточно массовое полуавтоматизированное, по-
точно-массовое вполне автоматизированное).
Сочетания этих факторов, встречающиеся в практике проектирования станков,
настолько многочисленны и разнообразны, что подробные указания в отношении
выбора типа конструкции для каждого из таких сочетаний потребовали бы слиш-
ком много места и времени. Общие указания вытекают из предыдущего и частично
даны в п< следующих главах.
Окончательный выбор конструкции следует производить на основе сравнения
эксплуатационных и технологических показателей, в том числе стоимости сопоста-
вляемых вариантов. Общепринятой стандартной системы таких показателей до сих
пор не существует. Основными являются следующие.
А. Эксплуатационные показатели: а) производительность, обеспечи-
ваемая, в частности, соответствием станка совр еменным требованиям в отношении
режимов резания (быстроходности), жесткости, виброустойчивости и мощности;
б) точность работы; в) качество обработанной на станке поверхности; г) надеж-
ность в работе; д) степень (уровень) автоматизации; е) удобство обслуживания;
ж) степень сложности и затраты времени на переналадки; з) степень сложности
режущего инструмента и его удельная стоимость (на 1 шг. изделия и т. п.),
а также степень сложности заточки или правки инструмента; и) к. п. д. станка;
к) габариты станка (занимаемые площадь и объем); л) степень сложности ре-
монта; м) качество защиты рабочего (техника безопасности) и отвод стружки;
н) стоимость станка.
Б. Технологические показатели, среди которых особенно важными
и наглядными являются: п) трудоемкость изготовления станка; р) „удельный вес"
станка, т е. вес его, отнесенный к единице мощности (кг/кет), расходуемой на
процесс резания; с) общая затрата черных и цветных (отдельно) металлов на
станок; т) количество наименований и штук оригинальных и нормальных (отдельно)
деталей.
По поводу некоторых из перечисленных показателей нужно заметить сле-
дующее.
а) Производительность станка в единицу времени принято характери-
зовать для обдирочных станков — весом снимаемой стружки (кг/мин; „произво-
дительность резания" по терминологии, предложенной В. И. Дикушиным); тля
чистовых и отделочных станков — площадью обработанной поверхности (см^мин,
мг)час-, „производительность формообразования"); для автоматов и полуавтома-
тов — количеством обрабатываемых или изготовляемых изделий (и/т/лнн, uimjuac,
„штучная производительность") либо иногда обратной величиной, например, для
зубообрабатывающих полуавюматов — временем, затрачиваемым на обработку одного
зуба (<ек'з"б Иногда производительность станка характеризуется средней вели-
чиной мощности, используемой на формообразование и другие неотъемлемые опе-
рации рабочего цикла („абсолютная производительность" по В. И. Дикушину).
Указанные измерители пока еще не всегда являются достаточно определенными.
Так, постоянной производительности резания какого-либо станка будут отвечать
различные величины штучной производительности (а именно она имеет часто
Выбор и обоснование конструкции станка
27
решающее значение) в зависимости от припуска заготовки. Величины производи-
тельности формообразования однотипных отделочных станков сравнимы при усло-
вии одинаковой чистоты обработанной поверхности. Абсолютная производитель-
ность непрерывно растет по мере совершенствования режущих инструментов,
повышения скоростей резания и увеличения мощности формообразования. Это необ-
ходимо учитывать при сравнительной оценке вычисленных показателей произво-
дительности для сравниваемых вариантов конструкции.
Удобным и очень наглядным средством оценки производительности проекти-
руемого станка служит его производственная характеристика — диаграмма, позво-
ляющая быстро оценить производственные возможности станка при наиболее пол-
ном использовании режущих способностей инструмента. Метод составления произ-
водственных характеристик, предложенный (в 1936 г.) д-ром техн, наук проф
А. И. Кашириным, получил в настоящее время широкое применение как при
проектировании новых станков, так и при их модернизации ([29], [30], [31]).
б) Показатель, характеризующий точность работы станка, имеет для
оценки конструкции весьма различное значение: решающее — для станков высоко-
точных (прецизионных), например координатно-расточных, резьбошлифовальных,
алмазно-токарных и расточных, зубоотделочных, притирочных, и очень небольшое
значение — для обдирочных станков. Для последних его в большинстве случаев
нет надобности определять.
г) Надежность в работе станка имеет большое значение во всех слу-
чаях, но особенно важное, когда проектируемый станок предназначается для
работы в линии, и, следовательно, выход его из строя приводит к нарушению
работы всей линии или ее участка. Для станков, которые будут работать в авто-
матической линии поточно-массового производства, показатель надежности при-
обретает по понятным причинам решающее значение.
е) Удобство обслуживания станка имеет в наших условиях чрезвы-
чайно важное значение; поэтому одной из наиболее характерных черт конструк-
ции новых отечественных станков должна быть возможно далеко идущая автома-
тизация. Облегчая труд рабочего-станочника и предохраняя его от утомления,
автоматизация вместе с тем ведет к повышению производительности станка, осо-
бенно когда вспомогательное время на ручное управление составляет существен-
ную долю машинного времени.
и) Коэфициент полезного действия станка как машины-орудия
в обычном понимании этого термина позволяет судить о количестве энергии, теряе-
мой бесполезно в процессе работы станка. Следовательно, этот показатель имеет
при прочих одинаковых условиях тем большее значение, чем больше мощность
станка.
к) Габариты станкаи относящихся к нему устройств (электрооборудование,
стойки для прутков, магазин, транспортирующее устройство или его часть, отно-
сящаяся к станку, устройство для уборки стружки ит. п.) имеют важное значе-
ние с точки зрения использования производственных площадей. Высота станка
имеет в этом смысле меньшее значение, если исключить станки, которые требуют
увеличенной высоты цеха. Поэюму вертикальные модели заслуживают предпочте-
ния перед горизонтальными, если по остальным показателям те и другие равно-
ценны.
Требование наименьших габаритов иногда оказывает большое влияние на кон-
струкцию станка. Это относится не только к перевозным станкам, например для
передвижных ремонтных мастерских, но и к стационарным. Следует помнить, что
с увеличением места, занимаемого станком, растут и эксплуатационные расходы.
л) Важными показателями являются вес станка — общий и „удельный*, число
оригинальных деталей, трудоемкость и стоимость станка, а также степень слож-
ности его переналадки, степень сложности ремонта. Очевидно, что количество
оригинальных деталей и вес („металлоемкость') станка непосредственно влияют
на трудоемкость станка, и поэтому при проектировании необходимо стремиться
к возможному их ограничению.
28 Введение
Для оценки конструкции новой модели имеет значение также ее архитектура —
пропорции, гармоничность форм, оформление наружных поверхностей и т. п. Уде-
ляя серьезное внимание этой стороне проекта, не следует, однако, в стремлении
к красивой архитектуре жертвовать другими эксплуатационными показателями
станка (доступность узлов для осмотра, для замены мелких деталей, для перио-
дической смазки и т. п.).
К числу технологических показателей конструкции относятся, помимо перечис-
ленных выше, сложность ее деталей, повторяемость их, требуемая точность изго-
товления, степень использования стандартов и нормалей, степень унификации кон-
струкции с прежде освоенными моделями и т. д. Эти показатели подробно рас-
сматриваются в курсе „Технология машиностроения". Здесь уместно лишь отме-
тить, что в области разработки научно обоснованной системы технологических
показателей в СССР сделано значительно больше, чем за рубежом (работы
Н. А. Бородачева, Б. С. Балакшина, Л. А. Глейзера, Д. В. Чарнко и работы
ЭНИМС 1950/51 г.; см.; например, [24], [25] и др.).
ЛИТЕРАТУРА
1. И. В. Стали н, Беседа с первой американской делегацией. Вопросы ленинизма,
мзд. 10-е, 1934, стр. 185.
2. И. В. С т а л и и, Политический отчет Центрального Комитета XVI съезду ВКП(61
Вопросы ленинизма, изд. 10-е, 1934, стр. 397.
3. Резолюции XVIII Съезда ВКП(б), 1939.
4. Закон о пятилетием плане восстановления и развития народного хозяйства СССР
на 1946—1950 годы.
5. Постановления Совета Министров Союза ССР о сооружении Куйбышевской,
Сталинградской, Каховской гидроэлектростанций, о строительстве Главного Туркменского.
Южно-Украинского, Северо-Крымского и Волго-Донского каналов. „Правда", 21/VI1L
31/VIII, 12/IX, 21/IX и 28/XII 1950.
6. Сообщение Государственного планового комитета СССР и Центрального статисти-
ческого управления СССР об итогах выполнения четвертого (первого послевоенного)
пятилетнего плана СССР на 1946- 1950 годы. „Правда", 17/IV 1951.
7. А. И. Костоусов, За дальнейший подъем советского станкостроения. „Изве-
стия", 20/IV 1951.
8. Д. А. Рыжков, Отечественное станкостроение в 1949—1950 гг. „Вестник маши-
ностроения* № 10, 1950.
9. Труды Всесоюзной конференции по станкостроению, т. II, Машгиз, 1946.
10. В. В. Данилевский, Русская техника, гл. III и IV, Л. 1947 (1-е изд.) или 1948
(2-е изд.).
11. В. В. Данилевский, О творчестве уральских техников-новаторов вовремя
Отечественной войны 1812 г., „Известия Академии наук СССР. Отделение технических
наук" № 11, 1946.
12. А. С. Б р и т к и н, Первые тульские строители сложных вододействующнх машин.
Машгиз, 1959.
13. А. С. Б риткин и С. С. Видонов, Выдающийся машиностроитель XVIII век»
А. К. Нартов, Машгиз, 1950.
14. И. А. Дружине кий, Первые русские копировально-токарные станки. Сб. „Спе-
циализированные станки в машиностроении", Машгиз, 1949.
15. А. О м а р о в с к и й, Советское станкостроение и его роль в индустриализации
страны, изд. Академии общественных наук при ЦК ВКП(б), М. 1948.
16. Д. А. Рыжков, Технический прогресс в отечественном станкостроении. М. 1950.
17. В. И. Ди куш ин, Основные задачи конструкторов-станкостроителей в третьей
иятилетке. „Станки и инструмент" № 7, 1940.
18. За дальнейшие успехи советского станкостроения. „Станки и инструмент'№ 5. 1951
19. Г. И. Зу занов, Агрегатные стаикн, Машгиз, 1948.
20. Модернизация и рациональное использование станков для работы твердыми спла-
вами, вып. I —IV, изд. ЭНИМС, Машгиз, 1949—1950.
21. И. М. Кучер и А. М. Кучер, Модернизация токарных и фрезерных станков
для скоростного резания металлов, Машгиз, 1949.
22. Г. А. Ш а у м я и, Основы теории проектирования станков-автоматов, 2-е изд_
Машгиз, 1949.
23. Б. Л. Б о г у с л а в с к и й, К вопросу качественной и количественной оценки сте-
пени автоматизации станков. Сб. „Исследования в области металлорежущих станков"
кафедры металлорежущих станков Московского станкоинструментального института
имени И. В. Сталина, Машгиз, 1950.
Литература 29
24. Н. А. Бородачев, Количественные критерии технологичности конструкций.
.Общее машиностроение" № 3, 1911.
25. Л. Г л е й з е р, Измерители технологичности конструкций станков. «Вестник тех-
нической информации НК станкостроения СССР" № 9, 1945.
26. В. Т. Быбышев и В. II. Андреев. Основные задачи в области электрифи-
кации металлорежущих станков. «Станки и инструмент' № 9 и 10/11, 1946.
27. Л. Б. Эрлих, Применение законов подобия к проектированию станков. «Станки
а инструмент* № 10, 1947.
28. С. И. Денисов, Новое в конструкциях советских токарных станков и вопросы
•кономикн. «Вестник технической информации МСС" № 1 н 2, 1951.
29. А. И. К а ш и р и п, Метод составления и анализа производственной характери-
стики токарного станка, «Станки и инструмент" № 10 и 11, 1936.
30. А. И. Каширин и Б. А. Сак-Шак, Сопоставление производственных воз-
можностей станков и режущих свойств инструментов при обычном и скоростном точении.
«Станки и инструмент" № 11, 1948.
31. А. И. Каширин н Ф. А. Барба шов, Метод графо-аналитического расчета
производственных характеристик фрезерных станков и их рядов. «Станки и инструмент*.
№ 4, 1951.
32. А. Е. Прокопович, Станкостроение и автоматишция производственных про-
цессов в машиностроении. «Станки и инструмент" № 11, 1949.
ГЛАВА II
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ТЕХНИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК
ПРОЕКТИРУЕМОГО СТАНКА
§5. ВЫБОР ПРЕДЕЛЬНЫХ СКОРОСТЕЙ РЕЗАНИЯ И ПОДАЧ
Для каждой операции механической обработки наивыгоднейшей является та ско-
рость резания, которая отвечает наилучшему экономическому использованию инстру-
мента и станка, т. е. обеспечивает совместно с другими параметрами режима
резания (подачей и глубиной резания) максимальную производительность станка
при соответствии в то же время качества обработки изделия (точности и чистоты
поверхности) поставленным техническим условиям. Эта наилучшая экономическая
скорость резания зависит от большого числа факторов, которые характеризуют заго-
товку (обрабатываемость материала, состояние поверхности, жесткость заготовки),
инструменты (режущая способность их, геометрические параметры, состояние
режущих кромок, требуемая стойкость) и технологический процесс (характер
операции, подача, глубина резания, требуемая чистота поверхности, охлаждение).
Точно так же и технологически допустимая величина подачи зависит от ряда
факторов—материала, состояния и жесткости заготовки, от прочности инструмента,
жесткости его крепления и требуемой стойкости, от необходимой чистоты обра-
ботанной поверхности.
Для одних видов обработки можно наилучшие скорость резания и подачу
вычислить или найти из составленных таблиц и графиков. К этой группе относятся
токарные работы, сверление и рассверливание, зенкерование, развертывание, фрезе-
рование, различные резьбонарезные работы, протягивание, некоторые виды работ
на зуборезных станках и в некоторой степени шлифование. Для этих работ соот-
ветствующие формулы, таблицы и номограммы имеются в официальных изданиях
нормативов, которыми и руководствуются при выборе скоростей резания и подач.
Другие процессы обработки, в особенности отделочные и доводочные, мало
или почти совершенно не изучены, и для них наивыгоднейший режим может быть
установлен в каждом отдельном случае лишь опытным путем. При невозможности
экспериментирования приходится ио необходимости руководствоваться для выбора
скоростей резания и подач данными практики, относящимися к операциям, более
или менее близким к требуемой или сходным с ней.
Специальный станок, предназначенный для обработки деталей лишь одного
типо-размера и из одного и того же материала, должен был бы работать с по-
стоянной скоростью резания v и с постоянной подачей $, если бы режущий
инструмент станка оставался неизменным по материалу и форме („геометрии"),
а материал заготовок—вполне однородным по своим физико-механическим качествам.
Практически, однако, некоторые колебания последних неизбежны (материал с раз-
личных заводов и разных плавок). Иногда приходится менять марку стали или
твердого сплава, из которого изготовлен инструмент. Поэтому при проектиро-
вании даже одноцелевого станка нужно предусмотреть возможность выполнения
на нем одной и той же операции с различными скоростями резания и подачами;
они ограничены, впрочем, в подобных случаях сравнительно узкими пределами
^шах И ^тах и smin- Для специального многоинструментного станка, вы-
Ряды чисел оборотов шпинделей станков
ЗГ
полняющего различные операции на одной и той же детали, предельные значения
v и определяются для каждой из операций. В зависимости от характера последних
они устанавливаются либо по формулам, таблицам и пр., либо опытным путем,
либо по аналогии со сходными операциями.
Более сложен выбор предельных величин скорости резания и подачи для станков
специализированных, а особенно—общего назначения. В подобных случаях, пользуясь
соответствующими формулами учения о резании металлов для скорости резания
v = Р}(а, Ь, с,. . .) и подачи s = F2(p, q, г,. ..), подставляют в них такие воз-
можные для проектируемого станка комбинации аргументов а, Ь, с...
и р, q, г,..., при которых v и s достигают предельных величин ^тах и 'Пщш,
$шах и «пнп. Установить такие комбинации переменных факторов, которые дают
предельные значения v и s, нетрудно по виду упомянутых формул.
Если проектируется станок общего назначения или специализированный для
операций, мало изученных в отношении режимов резания, то из-за разнообразия
работ, которые могут выполняться на таком станке, определение г/тах и цШ|П,
s'max и smin путем ряда опытов в большинстве случаев практически отпадает, и эти
величины назначаются исходя из аналогии (приблизительной) с существующими
сходными станками наиболее новых и проверенных в эксплуатации моделей, но
непременно с учетом развития скоростных методов обработки резанием и пер-
спектив дальнейшего совершенствования режущего инструмента. Ошибки, возможные
при таком выборе пределов и и s, не будут иметь практического значения, если
в кинематические цепи главного движения и подач ввести рационально сконструи-
рованные сменные передачи или элементы, которые позволят в каждом случае
настроить станок на наивыгоднейший режим резания с минимальной затратой вре-
мени (см., например, стр. 256, фиг. 245 и 246).
§ 6. РЯДЫ ЧИСЕЛ ОБОРОТОВ ШПИНДЕЛЕЙ СТАНКОВ
Для станков с вращательным главным движением найденные тем или другим
способом предельные скорости резания г<п!ах и г/га|П позволяют определить необхо-
димые предельные числа оборотов1 ягаах и /zmin главною шпинделя проектиру-
емого станка, если известны наибольший и наименьший диаметры резания z/max и
d,nin в мм, по формулам
1 000-t>max
«шах = ;
K“mln
_ 1000 vmln
^mln -- п//
(6.1)
В первое из этих соотношений подставляется не наименьшее из всех возможных
для данного станка значений диаметра d, а лишь такое, какое возможно при при-
нятой величине г/111ах в действительных условиях использования станка. Аналогичное
ограничение касается и z/max. При проектировании станков для разнообразных
работ может понадобиться вычислить несколько комбинаций г»тах и dmin. 't'min
и ^тах, чтобы определить предельные п. ЭНИМС принимает среднее расчетное
значение = 4.
“mln
Отношение найденных таким образом предельных значений л
Rn=~ (6.2)
nmin
называется диапазоном (областью) регулирования чисел
ротов шпинделя, или, короче, диапазоном регулирования
ротов. Как видно из формул (6. 1)
/гтах ^тах ^тах
ят1п umln ^inin
О б О-
О б 0-
(6.3)
1 Здесь и в дальнейшем термин „число оборотов” применяется вместо „число оборотов,
в минуту” в соответствии с общепринятой практикой.
32
Определение основных характеристик станка
или иначе
v d
если обозначить = R и -т— = Rd.
^raln “mln
Таким образом, необходимый диапазон Rn регулирования оборотов проектируе-
мого станка зависит только от отношений предельных скоростей резания и пре-
дельных диаметров. В некоторых современных станках он достигает величины 200
и более, в других этот диапазон близок к единице (см. § 10).
Для того чтобы при любом из значений диаметра d, возможных для проекти-
руемого станка, можно было вести обработку с наивыгоднейшей скоростью реза-
ния и, которой соответствует число оборотов шпинделя п = 100?v-, следовало бы
т.а
непрерывное) регулирование оборотов
построить привод станка таким обра-
зом, чтобы он позволял сообщать
шпинделю все числа оборотов п/г
отвечающие всем возможным комби-
нациям v и d. Проектируя станок
общего назначения, нужно иметь в
виду, что при его эксплуатации
могут встретиться любые значения
v и d внутри установленных границ
Т'тах • • • T>min И с/тах . . • <Anin i ПОЭ-
ТОМУ для наилучшего использования
такого станка следовало бы обеспе-
чить возможность установки любо-
го числа оборотов шпинделя в пре-
делах между итах и «тш- Такое
бесступенчатое (плавное,
шпинделя достигается применением
соответствующей системы привода — механического, электрического или гидра-
влического (см. гл. VIII).
Однако быстрому внедрению систем бесступенчатого привода пока еще пре-
пятствуют различные причины (см. § 40). В современных станках для передачи
вращения главному шпинделю все еще применяются преимущественно такие меха-
низмы, которые позволяют сообщить ему ступенчатый (прерывный) ряд
чисел оборотов. Понятно, что при этом вести обработку всегда с желаемой ско-
ростью резания, т. е. при соответствующем ей числе оборотов шпинделя, можно
далеко не при всех сочетаниях v и d, которые встретятся при использовании
станка. Поэтому возникает вопрос о наиболее целесообразной структуре рядов
чисел оборотов главных шпинделей станков, т. е. о таком расположении этих
чисел между выбранными крайними пределами nmm и птах, которое было бы наи-
выгоднейшим в эксплуатационном отношении. Эта задача была в свое время решена
русским академиком А. В. Гадолиным (см. ниже) на основе следующих соображений.
Зависимость
® = "1000 м1мин> (Ь 4)
где d—в мм, или также
v — ~dn м/мин,
(6.5)
если диаметр d выразить в ж, в системе прямоугольных координат (d, f) при
каждом определенном значении числа оборотов п, т. е. при каждом — const,
изображается, как известно, прямой, проходящей через начало координат (лучом)
и наклоненной к оси абсцисс под углом а, = arc tg (ir/Zy). Следовательно, чем
больше rij, тем круче относительно оси d расположен луч, соответствующий этому
числу оборотов. Совокупность значений пЛ — «min, • я2 = Ишах изображается
таким образом в принятой системе координат пучком лучей nv п2, . . . , пг (фиг. И).
Риды чисел оборотов шпинделей станков
33
Пусть на станке, шпиндель которого может вращаться с числами оборотов
, пг, требуется выполнить операцию, при которой диаметр резания (рабо-
чий диаметр) равен d м (точка С на фиг. 11), причем желаемая скорость резания
равна v м/мин (точка F). Чтобы обеспечить эту скорость, необходимо располагать
числом оборотов шпинделя п— (штриховый луч на фиг. 11). Так как ряд
оборотов шпинделя — ступенчатый, то, как правило, требуемого числа оборотов
получить на станке нельзя; приходится поэтому воспользоваться одним из бли-
жайших к п чисел оборотов — большим числом rij или меньшим /гу_ j. В первом
случае скорость резания будет Vy > т', во втором г/, _] < ц. Если в качестве v вы-
брано н а и б о л ын е е значение скорости резания, допускаемое совокупностью
условий обработки и, в частности, стойкостью инструмента, то необходимо уста-
новить число оборотов шпинделя и7_1 </г, т. е. ограничиться скоростью резания
v. С этим связано уменьшение скорости резания по сравнению с желаемой,
короче—потеря (г» — скорости резания, изображающаяся на фиг. 11 от-
резком АВ. Соответствующая относительная потеря скорости резания
V - V; 1 ~4П V Г'; 1
Дц =------ ИЛИ в nP0LleHTax —-----------------------,7---1ОО°/о. (6. 6)
Так как v=r.d-n и w7_i = г<7-
то
Дг»
или
в процентах Дц =-= 11
П; А
100°/...
п ) 1 0
(6. 7)
Отсюда видно, что относительная потеря скорости резания тем больше, чем
п/-т
меньше отношение ~ . В пределе, когда п приближается к iij (т. е V прибли-
жается к г»), оставаясь меньше его (на фиг. 11 —когда А стремится к А'),
относительная потеря Ди скорости резания стремится к своему наибольшему
значению:
п, , / п.
Дг'тах = 1 — - „или Дгчмх = 1- 1ОО°/о. (6.8)
7/, \ Hi /
Для различных интервалов ряда оборотов шпинделя (л1, п2), (пг, я3), . . .,
(//- -I, /?,) значения Дцтах будут, вообще говоря, различны:
, Hj . . П-. , , /гг-1
AV(l-2>max = 1------ 3)max = 1--------------„ ' : • • »У(г-1,г)тах - 1 — ~ ,.~
п2 "3 “г
или, короче,
П, I
1,7)тм = 1 — , где j 2, 3, ... ,z. (6.9)
ni
Станок будет эксплуатационно равноценен в отношении наибольших возможных
потерь скорости резания во всем диапазоне выполняемых им работ при условии,
если
Дтд-1.пп.« = 1---------- const, (6. 10)
независимо от значения у. Следовательно, для этого должно
, "г-1
быть —
"У
—- const.
Производительность станка с вращательным главным движением пропорциональна,
если отвлечься от холостых ходов и всех простоев станка („производительность по
машинному времени"), поверхности, обработанной в единицу времени, т. е. про-
изведению rui • п • s = 1000 v-s ям2/мин (точение, сверление) или п s ==
= 1229 v.s мм]мин (фрезерование), где з- подача в м.и/< б шпинделя. Следовательно,
при неизменной подаче эта производительность для заданного диаметра обработки
3 Ачеркан 1386
34
Определение основных характеристик станка
пропорциональна скорости резания; поэтому условие (6. 10) постоянства наиболь-
шей относительной потери скорости резания является одновременно условием по-
стоянства максимальной потери производительности (по машинному времени) во
всех интервалах («/_1, /г;) чисел оборотов шпинделя.
Так как при принятой нумерации чисел оборотов (см. фиг. 11) < и то,
обозначая
где всегда ф = const > 1, получаем условие постоянства AtFmax:
(6. 12)
т. е. для /' = 2,3,..., г:
— пгу, п3 = = «г?2’, = «д-? = «i-?3,... (6. 13)
или короче
Для последнего члена ряда оборотов
п2 = п1 • ©z ', (6. 15)
где z—число членов ряда, т. е. число различных скоростей шпинделя.
Таким образом, наибольшая возможная относительная потеря скорости резания
(точнее, верхний предел возможных потерь) остается одинаковой для всех интер-
валов чисел оборотов шпинделя (я1, п2), (п2, п3), ..., (nz_\, пг) в том случае,
если эти числа оборотов образуют геометрическую прогрессию (фиг. 12).
П; 1
При всякой другой структуре ряда оборотов шпинделя ——=А const, следова-
л/
ельно, и Аишах =# const.
До недавнего времени считалось, что требование геометрической структуры
рядов чисел оборотов шпинделей станков было впервые формулировано в США
в 1888 г., когда Вашингтонская верфь в свои технические условия на токарные
станки для обработки орудий включила среди других условие, чтобы ряд скоро-
стей (чисел оборотов) шпинделя составлял „возможно совершенную геометрическую
прогрессию". В действительности названное требование было значительно ранее
формулировано и с полной строгостью доказано в докладе русского академика
А. В. Гадолина (1828 — 1892), сделанном в Русском техническом обществе
27 марта 1876 г. и опубликованном в „Записках" Общества в том же году
(вып. 4-й, стр. 285 — 294). В еще более подробной форме вывод А. В. Гадолина
напечатан в „Известиях Санктпетербургского практического технологического ин-
Ряды чисел оборотов шпинделей станков
35
сгитута' за 1877 г. (стр. 129 — 159). Таким образом, приоритет русской науки
в установлении основного положения теории привода станков совершенно бесспорен.
Указанный закон построения рядов чисел оборотов главных шпинделей станков
принят в настоящее время станкостроением СССР, а также и ряда других стран.
Основанием для применения именно такой структуры рядов оборотов шпинделей
является еще и другое обстоятельство: можно доказать, что если коробка скоро-
стей (или редуктор при разделенном приводе) имеет больше двух валов, связы-
ваемых последовательно постоянными передачами, то никакая иная закономерная
структура ряда чисел оборотов шпинделя, за исключением геометрической прогрес-
сии, невозможна. Иначе говоря, ряды чисел оборотов главных шпинделей станков
должны быть расположены в виде геометрической прогрессии по соображениям
как эксплуатационного, так и конструктивного характера.
Так как относительная потеря скорости резания лежит в пределах между
Лг'Ш1П—0 (на фиг. 11—когда точка А совпадает с А' или 5) и
Al'max = 1 — = 1----ИЛИ Д^тах ЮО°/о> <6- 16)
то ввиду равной вероятности всех значений Дп в этих пределах в качестве харак-
теристики ряда оборотов в отношении потерь скорости можно принять среднее
значение:
или Мл = 1ОО°/о- (6- 17>
Отсюда видно, что как наибольшая, так и средняя относительные потери ско-
рости резания, обусловленные ступенчатостью (прерывностью) геометрического
ряда чисел оборотов шпинделя, зависят только от величины знаменателя <р этого
ряда.
Тот же вывод о необходимости геометрической структуры рядов оборотов
шпинделей получается, если для характеристики потери скорости исходить из
+ П}
среднего значения п для каждого из интервалов, т. е. п = —-— ---------, как это
было предложено в 1946 г. для рядов подач Л. Б. Эрлихом. В таком случае
средняя относительная потеря скорости резания, характеризующая интервал (Л/-ь
«у), будет согласно формуле (6. 7)
и из условия const следует попрежнему nf = nj -const — tij—i'V. При
таком способе характеристики потери скорости резаная;
-^4 17б>
или в процентах
Из формулы (6. 15), которая может быть написана также в форме
(6-18)
следует z -1/ - г = V - V Кп (6. 19)
И < 'е^ 2 = 1 + [gV = g \ «Г V 11 ’Я Ig(ftrt-'P) со от = — — или также z = 1 4- . (о. 20) 1g ? 1 1g f 1g ?
Определение основных характера тик ritiHKti
Число z ступеней скорости шпинделя, вычисленное по одной из этих формул,
должно быть, разумеется, округлено до ближайшего целого значения. В результате
этого диапазон регулирования Rn = Д'1 несколько изменяется вверх или вниз.
Знаменатели ® геометрических рядов чисел оборотов шпинделей могли бы быть,
вообще говоря, любыми — в известных, однако, границах — числами, большими
единицы. Если допустить для наибольшей относительной потери скорости резания
предельное значение 5О°/о, то из формулы (6. 16) следует:
(^zJ-Л 100 = 50 или = / 1 - ,
\ У } max \ *- Ушах \ '? /шах 1
т. е. <рП1ах = 2. Кроме того, <р > 1 (ряд /ц, //2,. .. , //,—возрастающий). Таким
образом, должно быть
1 < < 2. (6. 21)
В действительности в настоящее время станкостроение СССР (а также ряда
других стран) ограничивает выбор ср лишь немногими числовыми значениями. Такое
ограничение выбора ® было обусловлено стремлением стандартизовать ряды
чисел оборотов главных шпинделей металлорежущих станков.
Стандартизация рядов чисел оборотов шпинделей, а также и рядов подач х
приводит к большим удобствам в эксплуатационном отношении. Действительно,
близкие по типо-размеру станки со стандартными рядами этих величин можно
в каждом цехе или линии распределить на группы с одинаковыми п и х и этим
упростить и облегчить нормирование станочных работ, предварительную кальку-
ляцию, подготовку производства и пр. Стандартизация п и х сильно упрощает
и облегчает расчеты приводов главного движения и подач при проектировании
станков (см. § 15 Б).
Стандартные значения знаменателя ® рядов чисел оборотов шпин-
делей были выбраны на основании следующих двух соображений.
1. Так как в главном приводе станков нередко используются двухскоростные
электродвигатели трехфазног.о тока, у которых отношение синхронных чисел обо-
ротов равно 2 ^Псинхр — ~~, гДе /’--число пар полюсов^, например, 3000/1500
или 1500/750, то необходимо, чтобы ~ \/‘2, где Е— целое число1.
2. Естественно требовать, чтобы стандартные значения были выбраны из стан-
дарта предпочтительных величин и градаций параметров в машиностроении. В СССР
они установлены ОСТ 3530 „Нормальные ряды чисел в машиностроении" (суще-
ствуют аналогичные стандарты и в некоторых других странах). Так как ряды пред-
почтительных величин построены в виде геометрических прогрессий с знаменате-
д. —
лями р 10, то значения о должны удовлетворять также требованию
ф-=|/10. (6. 22)
Таким образом, стандартные значения знаменателя ? рядов оборотов шпинделей
могут быть найдены из условия
с. У 2 't 'io. (6. 23)
Отсюда
= ЗЕ' и Е2 = 107;', (6. 24)
где Е' — произвольное целое число.
Для предусмотренных ОСТ 3530 четырех значений Е2 = 40, 20. 10 и 5, ко-
торым соответствуют Е' — = 4, 2, 1 и 0,5 и 7?1 = ЗЕ' ~ 12, 6, 3 и 1,5, нолу-
1 Также и в дальнейшем Е — символ произвольного целою числа.
Риды чисел оборотов шпинделей
станков
37
I . r I > 20 о, _
чаются следующие значения <р: ф4о = \ 10| '2: = 1,06; ф.,0 — JZ IO = ]/2= 1,12;
?10 = У Тб - У2 = 1,26; с5 = V Ю = /2 1,58.
По формуле (6. 16) этим знаменателям отвечают следующие наибольшие отно-
сительные потери скорости резания: Avmax 5%, 1()°/0, 2О°/о и 4О°/о.
Для практики станкостроения указанных четырех значений недостаточно.
Поэтому были добавлены некоторые значения ф, удовлетворяющие практически
более важному условию ф = у 2, а именно: ф — | 2= 1,41 с Дт>шах ЗО°/0 и ср =
— |/2 — 2 с Дщпзх = 50°/(). В нормаль НН-1 МСС „Нормальные ряды чисел
4
в станкостроении" (1943 г.) включен сверх того знаменатель ф = 1,78 = ]/10.
Совокупность стандартных значений знаменателя ср, с помощью которых обра-
зуются стандартные геометрические ряды чисел оборотов шпинделей, представлена
в табл. 1, заключающей также величины соответствующих каждому знаменателю
относительных потерь скорости резания - папболып ИХ Ат/щах и средних \v.n =
= 7" Д'£7111ЛХ. Таблица I
Точное значе- ние ф и обозна- (>г,1ие пи Н11-1 Е / 1 II) , , (формула <«. 16)] ~ 1 )01,"-„ ьиГр (формула (6. 17)1 -/ 1 Ю)" „ 2^ *vcp (формула (6. 176)] "Чл 100°Л
1,06 ,2 111 /1и ! , > > ,3
1,12 i) г г к/ К) ч 5
1 26 У г И) 1 V io 1 20 20 10 12
1,41 VE /1" .30 15 17
1,58 /Г V10 , 1 40 20 22
1,78 1/2 У г V Го ! 15 22 28
2 1 VT / т V io ; 5>() 25 ,3,3
Приведенные в таблице значения потерь Ди являю ich условными, поскольку
они относятся к случаям, когда требуемая скорость резания точно известна. В усло-
виях эксплуатации стайка это в действительности не имеет места, так как наивы-
годнейшие значения скорости резания и подачи известны лишь приближенно. Если
учесть это обстоятельство, то потери — наибольшие и средние — будут меньше,
как это было указано Л. Б. Эрлихом. На решение вопроса о целесообразной
структуре рядов оборотов шпинделей это обстоятельство не влияет.
Стандартные ряды чисел оборотов шпинделей
В качестве первого числа во всех стандартных рядах оборотов в нормали станко-
строения 1111-1 принято значение 1.
Относительно стандартных рядов чисел оборотов шпинделей необходимо заме-
тить следующее:
1. Некоторые значения п в этих рядах несколько округлены по сравнению
с точными числовыми значениями, вычисленными по формуле п = пх • <р£ = 1 <р£.
38 Определение основных характеристик станка
2. Так как для всех рядов, за исключением двух (см. табл. 1), <р = ]/10, где
Е — целое число, то если любой из этих рядов заключает в себе какое-либо
число п, в нем имеются также числа 10 п, 100 п, 1000/г,... и 0,1 п, 0,01 п,
0,001 п . .. Эта закономерность „десятичного повторения" чисел не распространяется,
следовательно, только на ряды с ср =1,41 и ср = 2.
3. Так как для всех рядов, за исключением двух, знаменатель ср = ]/2, где Е —
целое число, то если любой из этих рядов содержит какое-либо число п, в нем
п „ п п п „ „
содержатся также числа 2 п, 4 п, 8 я, ... и у , у , -g-, . . . Этой закономерности не
подчиняются, следовательно, только ряды с ср = 1,58 и ср = 1,78.
Отсюда же следует, что при применении в главном приводе станка двухско-
ростного двигателя трехфазного тока с отношением синхронных чисел оборо-
тов 2:1 стандартные ряды с ср=1,58 и ср = 1,78 не могут быть использованы
без нарушения геометрической структуры ряда или устранения из него (путем
соответствующей конструкции управления) тех чисел оборотов, которые нарушают
эту структуру.
40 у-
4. Наконец, так как наименьшее значение ср = у 10, то достаточно знать пер-
вые 40 числовых значений стандартного ряда с ср =1,06, чтобы написать неогра-
ниченное число членов любого стандартного ряда оборотов. По нормали Н11-1
эти 40 числовых значений: 1 —1,06- 1,12—1,18—1,25—1,32 —1,4—1,5—1,6—
1,7—1,8—1,9 — 2 — 2,12 — 2,24 — 2,36 — 2,5 — 2,65 — 2,8 — 3—3,15—3,35—3,55—
3,75—4—4,25—4,5—4,75—5—5,3—5,6—6—6,3—6,7—7,1—7,5—8—8,5—9—9,5.
40 ,-
Так как 1,06 = |/10, то дальнейшие члены этого ряда получаются умножением
приведенных значений на 10:10—10,6—11,2 и т. д. или, если требуются л<1,
делением их на 10:0,95—0,90—0,85 и т. д.
Ряд с ср = 1,12 = 1,062 получится из предыдущего, если взять в нем каждое
второе число, начиная с первого: 1 — 1,12—1,25—1,4—1,6 —1,8—2 и т. д.; ряд с
ср = 1,26 = 1,064 — если взять каждое четвертое число: 1 —1,25— 1,6—2—2,5—3,15—
4 и т. д.; ряд с ср= 2= 1,0612, если взять каждое 12-е число: 1—2—4—8—16 и т. д.
Согласно нормали станкостроения Н11-1 числа оборотов шпинделей не должны
отклоняться от табличных значений больше чем на +10 (ср—1)°/0.
§ 7. РЯДЫ ЧИСЕЛ ДВОЙНЫХ ХОДОВ У СТАНКОВ С ПРЯМОЛИНЕЙНЫМ
ГЛАВНЫМ ДВИЖЕНИЕМ
Большинство станков с прямолинейным главным движением работает таким обра-
зом, что либо обрабатываемая заготовка, либо инструмент движется возвратно-
поступательно, причем скорости прямого (рабочего) и обратного (большей ча-
стью—холостого) ходов, как правило, различны. К этой группе относятся станки про-
дольно- и поперечно-строгальные, долбежные, протяжные, зубостоогальные, зубо-
долбежные. Существуют лишь немногие типы станков, у которых прямолинейное
движение резания не реверсируется благодаря тому, что инструмент охватывает
подобно ремню пару шкивов или барабанов, вращающихся постоянно в одном
направлении. По этому принципу работают ленточные пилы, опиловочные станки
(инструмент — короткие напильники, укрепленные на гибкой ленте) и ленточные
шлифовальные и полировальные станки (инструмент — абразивная лента).
Для станков первой группы, с возвратно-поступательным главным движением,
необходимо выбрать ряд чисел двойных ходов в минуту, для станков второй
группы, с неизменным по направлению прямолинейным движением, — ряд оборо-
тов в минуту ведущего шкива или барабана. Если скорость резания настраивается
с помощью коробки скоростей или ступенчатого редуктора, то необходимо прежде
всего установить, какая структура ряда двойных ходов, соответственно — ряда
оборотов, является наиболее рациональной. Для станков первой и второй групп
эта задача решается различно.
Ряды, чисел двойных ходов у станков с прямолинейным движением 39
А. Станки с возвратно-поступательным главным движением
У станков этой группы обратный ход в большинстве случаев холостой, причем
его скорость больше скорости рабочего хода. Коробка скоростей или редук-
тор имеет несколько ступеней скорости для рабочих ходов и одну, редко две сту-
пени — для холостых.
В станках с таким приводом главного движения, при котором скорости обоих
ходов не независимы (кривошипно-шатунный, кулисный привод), такого разделения
функций в коробке скоростей нет.
Пусть обозначают: L — длину хода в м; п— число двойных ходов в минуту:
/’ = 1 — время одного двойного хода в минутах; t — время рабочего хода в ми-
нутах; t0 — время обратного хода в минутах; © — скорость резания в м мин;
и0 — скорость обратного хода в м’мин.
В общем случае ©04©. Однако при приводе посредством шестерни или чер-
тяка и рейки (продольно-строгальные станки) либо ходового винта и гайки (тяже-
чые станки того же типа, долбежные с длинным ходом) можно считать © = const
и ©0 = const на всей длине хода; короткими периодами реверсирования при реше-
нии поставленной задачи можно пренебречь.
При принятых обозначениях
Т = t to = - + -
/л© + ©„)
или, так как Т = —,
п
= 1 _ У-У„ _ _ ©О 1_
п L ’ v р vu ~ L и0
V
(7. 1)
(7. 2)
Отсюда скорость резания
(7. 3)
При решении вопроса о наиболее рациональной структуре рядов чисел двой-
ных ходов можно исходить из условия наилучшего использования инструмента,
что равносил! но условию Д©тах = const во всех интервалах (ny-i, «у) ряда, как
что было сделано выше для рядов чисел оборотов шпинделей (см. стр. 33).
Из сравнения зависимости (7.2) с формулой н = -^ = const для числа оборотов
шпинделя при вращательном главном движении видно, что требование располо-
жения чисел п двойных ходов в виде геометрического ряда на этот случай рас-
пространить нельзя; ряд п должен был бы быть геометрическим только при таком
способе регулирования скорости ©0 обратного хода, при котором
14-— = const, т. е. ©„ = const • v. (7. 4)
' Tf О 4 '
ио
Однако применяемые системы привода станков рассматриваемых типов этому
условию не удовлетворяют.
©/ — ©,, у, 1
Условие Д^тах(у-1,7) = •---— = const или иначе —= const = с может
быть написано на основании соотношения (7.3) в следующем виде:
vn-L 'Уп Р-пд
Wo - Р-н/ ' '
о I куда
- 1______ (7 5)
llj~C-v0+L(l С}п}_х' ' ' '
40
OnpcOe.icHUe
основных хиракп'гшсгнк ctcihim
Так как в эту формулу входит наряду с vu и С также длина 1. хода, то
вообще невозможно построить ряд значений п таким образом, чтобы наибольшая
относительная потеря Ai/max скорости резания была одинаковой во всех интервалах
ряда независимо от значения L. Если в первом — грубом — приближении принять
1
const (поскольку О
1, эта величина всегда лежит в границах между
1 и 0,5), то и для рассматриваемого случая можно считать рациональной в эксплу-
атационном отношении геометрическую структуру рядов чисел двойных ходов.
Площадь поверхности, обработанной в единицу времени на станке с возвратно-
поступательным главным движением, пропорциональна 1000-Z.-n.s- где
s — подача в мм дв. ход. Следовательно, при неизменной подаче $ производитель-
ность станка, выраженная в мм2, мин или м2‘мин (производительность формообра-
зования, см. стр. 26),
const L • п
(7. 6)
или также на основании формулы (7. 2)
(7. 7)
Если вследствие прерывности ряда чисел двойных ходов вместо значения п,
определенного по наивыгоднейшей скорости резания v, приходится пользоваться
ближайшим меньшим значением то относительная потеря производительности
Q
для интервала чисел двойных ходов (//;. ь iij) стремится в пределе к величине
п,- .1
-^Qniax (у -1,» == 1 — (7. 8)
Для того чтобы последняя была одинаковой во всех интервалах (п,- п-\
должно быть выполнено условие
П; 1 n j
AQmax = 1-------— = const или ~— — const, (7. 9)
nj nj
т. e. ряд чисел двойных ходов должен бьыь геометрическим.
При приводе кривошипно-шатунным или кулисным механизмом (поперечно-стро-
гальные, долбежные, зубодолбежные станки) скорость рабочего хода в различных
точках пути ползуна различна (то же относится к обратному ходу). Для криво-
шипно-шатунного механизма или вращающейся кулисы средняя скорость ра-
бочего хода
vcp — const L • п, (7. 10)
где /. — длина хода; п — число двойных ходов в минуту.
Для качающейся или комбинированной кулисы
vcP — (L) L п, (7. 11>
причем вид функции F(L) зависит от конструкции и размеров звеньев механизма.
Из соотношения (7. 10) очевидно, что при приводе станка кривошипно-шатун-
ным механизмом (тяжелые поперечно-строгальные станки) или вращающейся кули-
сой (долбежные станки) ряд чисел двойных ходов, осуществляемый посредством
кор< бки скоростей, должен быть геометрическим.
Формула (7. 11) показывает, что при п ~ const зависимость, связывающая сред-
нюю скорость резания vcp и длину хода L, не линейна. Следовательно, в системе
прямоугольных координат (L, vcp) для различных значений «у = const получатся
не прямые лучи, как на фиг. 11, а кривые линии.
Ряды подач
41
При произвольной величине L средние скорости резания, отвечающие двум
смежным значениям чисел tij_\ и л- двойных ходов, будут
'Игр (У—1) = z7 (А) - А • «/-1 И vcp J = F (А) L • п} (7. 12)
и наибольшая относительная потеря скорости резания
V.„,, П П1 1
Дптах= (7.13)
vi р j "j
Следовательно, и в этом случае условие Дг/тах = const приводит к геометри-
ческому ряду чисел двойных ходов. Соответственно этому закону должен быть
построен поэтому ряд передаточных отношений коробки скоростей станка.
Б. Станки с прямолинейным главным движением, неизменным
по направлению
Для станков этой группы скорость резания — скорость режущего инструмента
в форме ленты — определяется диаметром D м ведущего шкива или барабана,
охватываемого лентой, и его числом п об/мин:
v = tzDii м'мин. (7. 14)
Так как у этих станков D = const, то
v = const • п. (7. 15)
Отсюда после сказанного в § 6 непосредственно видно, что условие постоянства
наибольшей относительной потери скорости резания во всех интервалах (/z;-„i, я)
чисел оборотов ведущего шкива приводит к необходимости построения ряда этих
чисел в виде геометрической прогрессии.
Таким образом, для станков с прямолинейным главным движением ряды чисел
двойных ходов, если это движение реверсируется, и ряды чисел оборотов, если
оно не реверсируется, должны быть построены по закону геометрической про-
грессии.
При расчете привода главного движения этих станков следует применять те же
стандартные значения знаменателя рядов и чисел п.) двойных ходов (соответ-
ственно — оборотов ведущего шкива), которые установлены для чисел оборотов
шпинделей нормалью станкостроения Н11-1.
Методика определения числовых значений iij для этих станков совершенно
аналогична той, которой пользуются при выборе чисел оборотов шпинделей.
§ 8. РЯДЫ ПОДАЧ
Скорости непрерывных подач станков, исчисляемые в ммоб, мм/мин или при
круговой подаче в об/мин, также принято располагать в виде геометрических
рядов за исключением некоторых особых случаев, указанных ниже (стр. 43 и
§ 38 В и Др Обосновать геометрическую структуру рядов подач можно на основе
следующих соображений.
Для станков, подача которых считается в мм'сгЗ шпинделя (токарные, свер-
лильные, фрезерные с приводом подач от шпинделя), время, затрачиваемое на
обработку длины I мм при п об/мин шпинделя и подаче s мм/сб, составляет
Следовательно, производительность шанса, выраженная в мм[мин,
I
Q — -j- — 11 ' s мм/мин. (8. 2)
42
Определение основных характеристик станка.
Пусть желаемая производительность Q получается при наивыгоднейшем для
данной операции режиме (п, s'), который был бы возможен при бесступенчатом
приводе как шпинделя, так и механизма подач. Если ряды п и 5 — ступенчатые,
то в общем случае
(/I • s)y-i < п • X < (п S)j, (8. 3)
где индекс относится к совокупности значений п и х. При этом наибольшая отно-
сительная потеря производительности
Q! — Q > i (л s), i
AQn.ax (Л-!. Л = 1 - = 1 - (8-4)
Условие AQniax — const для всего диапазона работы станка равносильно требо-
ванию -----— = const независимо от значения j. Следовательно, значения (п s)
(n-s)j
должны образовать геометрический ряд. Пусть знаменателем его будет ф. Это
условие выполняется, если: 1) оба ряда п и s — геометрические, 2) знаменатель
одного из этих рядов равен ф и 3) знаменатель другого ряда равен , где Е —
целое число. Таким* образом, если ряд чисел п оборотов шпинделя — геометри-
ческий со знаменателем ср, то и ряд подач s должен быть геометрическим со зна-
менателем ©s = ©£ или = |/<р; ряд произведений п • s также будет при этом
геометрическим со знаменателем, равным меньшему из значений <р и ср,.
Если при назначении величины ©s исходить из требования наилучшего исполь-
зования режущих свойств инструмента, то можно прийти к указанной впервые
проф. А. И. Кашириным в 1937 г. зависимости: cps — ]/©, где fe>l. Сопоставляя
оба вывода, можно, следовательно, формулировать требование: cps = |/ср В прак-
тике это соотношение соблюдается, однако, лишь в отдельных случаях.
Если механизм подач имеет отдельный привод, независимый от шпинделя,
и подачи sM выражаются в мм/мин, то при прежнем способе измерения про-
изводительности она совпадает с минутной подачей, и поэтому ряд sM целесооб-
разно строить в виде геометрической прогрессии.
Обоснование указанной закономерности для рядов подач станков следует искать
отчасти в универсальной тенденции располагать ряды величин и размеров в виде
геометрических прогрессий. Такая структура этих рядов в станках очень часто
обусловлена самой конструкцией коробки подач (число последовательно связанных
валов коробки больше двух, все передачи — постоянные, см. стр. 35). Последнее
подтверждается тем, что при малых числах ступеней подачи, например, в верти-
кально-сверлильных станках (три-четыре подачи), скорости их нередко образуют
не геометрический, а арифметический или неправильный ряд.
Если обозначить = smin — наименьшую подачу, sz — smax — наибольшую,
zs — число ступеней подачи, Rs — —диапазон регулирования подач,© —
знаменатель ряда s, то при геометрической структуре последнего основные рас-
четные формулы
S/= s! • t?r'; (8.5)
z,—1__
= <?s=Vrs-, я
Z —1 _L_ 'g = 'g
Ig'?./ Igt,
(8. 7)
совершенно аналогичны формулам, приведенным в § 6 для рядов чисел оборотов
шпинделей. Величины <р, и числовые значения подач s следует брать из нор-
мали Н11-1: стандартизация рядов подач станков представляет такие же удобства
Выбор значений чисел оборотов шпинделя.
двойных ходов и величин подачи
43
для подготовки производства, планирования и калькуляции, а также для расчетов
при проектировании, как и стандартизация рядов чисел оборотов шпинделей
и чисел двойных ходов.
Для цепей подач станков, предназначенных специально для нарезания винтовых
резьб (винто- и резьбонарезные станки различных чипов), и для винторезных цепей
токарно-винторезных станков геометрическая структура ряда подач непригодна.
Это обусловлено тем, что величины шага s стандартных резьб и значения стан-
дартных модулей т, следовательно, и шагов т/л, с которыми должны совпадать
величины подачи на один оборот нарезаемой заготовки, не образуют геометри-
ческих рядов. В подобных случаях ряд подач должен быть построен в соответствии
с требуемыми шагами резьб и модулями (см. § 38 Д). Обычные коробки подач
с многоваловыми механизмами и постоянными зубчатыми передачами для данной
цели не приспособлены, и эта задача конструктивно решается с помощью коробок
типа нортоновских, двухваловых коробок с исправленными (корригированными)
зубчатыми передачами (в новейших отечественных моделях токарно-винторезных
станков), комбинированием многоваловой коробки подач с гитарой сменных колес,
посредством сменных кулаков (резьбофрезерные станки), сменных эталонных ход >-
вых винтов (некоторые гайко- и плашконарезные станки) или особых делитель-
ных устройств (резьбошлифовальные станки).
Периодические подачи, исчисляемые обычно в миллиметрах на один двойной
или простой ход (продольно- и поперечно-строгальные, долбежные станки, подачи
па глубину резания у шлифовальных станков), очень часто осуществляются по-
средством кинематической цепи, в состав которой входит храповая передача. Ряд
подач представляет в подобных случаях арифметическую прогрессию, что обусло-
влено самим способом регулирования подачи—изменением числа зубьев, на которое
собачка периодически поворачивает храповик: если повороту на 1 зуб отвечает
подача х мм, то при повороте на 2, 3, 4, . .. зуба подачи будут 2s, 3s, 4s, . . .
Опыт показывает, что при такой градации подач степени чистоты поверхностей,
простроганных при различных подачах, чрезмерно разнятся'; для обеспечения
менее резких различий между этими степенями чистоты выгоднее располагать
также и периодические подачи строгальных и долбежных станков в виде геометри-
ческого ряда. Отчасти по этой причине в более новых моделях строгальных
станков подачи осуществляются посредством механизма, не содержащего храповой
передачи (подробнее об этом см. в § 65).
Следует, наконец, отметить, что в тех станках, у которых настройка подачи
производится посредством сменных зубчатых колес (автоматы и полуавтоматы раз-
личных типов, специальные станки), ряды подач часто не подчинены какой-либо
определенной закономерности, и подачи располагаются произвольно между
крайними пределами smin и smax. Это оправдывается тем соображением, что при
серийном или массовом производствах, для которых предназначаются такие станки,
всегда возможно точно настроить наивыгоднейшую величину подачи, подобрав
сменные колеса из числа имеющихся при станке или изготовив пару зубчатых
колес с требуемым передаточным отношением.
§ 9. ВЫБОР ЗНАЧЕНИЙ ЧИСЕЛ ОБОРОТОВ ШПИНДЕЛЯ,
ЧИСЕЛ ДВОЙНЫХ ХОДОВ И ВЕЛИЧИН ПОДАЧИ
После того как для проектируемого станка найдены предельные значения //j
и пг чисел оборотов шпинделя или двойных ходов стола, ползуна и т. п., следо-
вательно, и величина диапазона регулирования Rn — , необходимо назначит!,
промежуточные числовые значения rij—п2 до //z-i, где z—число ступеней ско-
рости. Как видно из формулы (6. 15), это равносильно выбору величины знаме-
нателя ср, который связан с величиной диапазона регулирования Rn и числом с
ступеней скорости соотношением (6. 20):
г —или (z— 1) igcp = lg Rn.
44
Определение сснпашлх характеристик; станка
Гиперболическая зависимость между tz—1) и lgпоказывает, чго при вы-
бранном значении R„ число z необходимых ступеней скорости tij резко растет
с уменьшением величины знаменателя ср. Это практически значит, что чем более
тонкой сделана градация ряда скоростей, т. е. чем лучше приспособлен привод
главного движения станка к эксплуатационным требованиям, тем сложнее этот
привод в конструктивном отношении вследствие увеличения потребного числа z
ступеней скорости.
На фиг. 13 представлена зави-
симость (6. 20) для семи стандарт-
ных значений знаменателя ср.
Выбор ср, а следовательно, и
числа z ступеней скорости является,
как правило, результатом компро-
мисса между стремлениями к на-
ибольшей эксплуатационной приспо-
собляемости (гибкости) привода
шпинделя станка, достигаемой при
бесступенчатом регулировании, и к
наибольшей конструктивной простоте
привода. Рассчитав несколько вари-
антов, что можно сделать особенно
быстро, пользуясь фиг. 13, нужно
решать вопрос о выборе между
ними, руководствуясь следующими
соображениями.
1. Для подавляющего боль-
шинства станков общего назначения
достаточно хорошие эксплуатацион-
ные условия обеспечиваются значе-
ниями ср = 1,26 или 1,41 (Дт»ср — Ю'70>
соответственно 15°/0).
2. Если в кинематической цепи
привода предусмотрена гитара смен-
ных колес, что всегда целесообразно
при проектировании станков для
/ К? >,б ? 2.5 3 i \ 6 789tt 12КШ2025зозио&шшзш серийного и для массового произ-
велииина области регулирования . В°ДСТВ, то можно принимать ср=1,12
или 1,26. Это относится в особен-
Фиг. 13
ности к автоматам или полуавтома-
там всех типов.
3. В тех случаях, когда условия испол!зования станка общего назначения
требуют малого значения ср, а диапазон регулирования /?„ велик, что приводит
к большому числу ступеней скорости (радиально-сверлильные станки для наи-
большего диаметра сверления — примерно 60 мм и выше, универсальные фрезерные
станки для инструментальных работ, тяжелые токарные станки), в целях упро-
щения коробки скоростей целесообразно применить в приводе двух- или трех-
скоростной электродвигатель.
4. Желательно, чтобы число z ступеней скорости представляло произведение
множителей 2 и 3, т. е. чтобы
z = 2£- • Зл=, (9. 1)
где и Е„ — целые числа. Этому требованию отвечают значения:
z=2; 3; 4; 6; 8; 9; 12; 16; 18; 24; 27; 32; 36; (9. 2)
В практике особенно часто применяют числа ступеней
z= 3; 4; 6; 8; 12; 18; 24; 36.
(9- 3)
Значения чисел оборотов.
двойных ходов, подач, диапазонов регулированчя
Требование (9. 1), относящееся в особенности к станкам с коробкой или ре-
дуктором с постоянными передачами (наличие в кинематической цепи привода
сменных передач позволяет реализовать и иные числа ступеней скорости), обусло-
влено следующими обстоятельствами.
Коробка скоростей (или редуктор) содержит обычно несколько валов, которые
кинематически связываются между собой различными комбинациями зубчатых пере-
дач. Число этих передач в каждой группе коробки, т. е. в совокупности передач
между парой валов, равно в большинстве случаев 2, 3 или 4 = 2-2; поэтому
общее число комбинаций передач, следовательно, и различных передаточных отно-
шений, даваемых коробками скоростей обычных конструкций, должно удовлетво-
рять условию (9. 1) и практически выражается одной из цифр ряда (9. 2) или (9. 3).
Число ступеней скорости может быть сделано произвольным, если некоторые
скорости, получающиеся при различных переключениях, совпадают (перекрываются),
или если передача вращения шпинделю может производиться от нескольких валов,
или если система управления коробкой скоростей намеренно сконструирована так,
чтобы некоторые скорости по каким-либо соображениям включить было нельзя
(см. ниже фиг. 40—43 и относящийся к ним текст).
Пользуясь приведенными общими правилами, нетрудно найти возможные реше-
ния, т. е. эксплуатационно и конструктивно приемлемые сочетания и Z, соот-
ветствующие требуемому диапазону регулирования. После этого в результате
сравнительного технике-экономического анализа возможных вариантов решения
выбирают окончательный вариант. Сравнительный анализ нескольких возможных
вариантов требует иногда эскизной разработки соответствующих им приводов: она
позволяет более надежно оценить каждый из вариантов и тем самым убедительнее
обосновать выбор.
Нормаль станкостроения Н11-1 рекомендует применять при проектировании
станков ряды скоростей и ряды подач Со знаменателями ® и ср, = 1,26, 1,41 и 1,58.
Эта рекомендация отражает существующую практику современного станкостроения
(см. § 10). При выборе знаменателя ср =1,58 следует иметь в виду нарушение
геометрического ряда, если для привода применен двух- или многоскоростной
асинхронный электродвигатель (см. стр. 38).
В отношении выбора значений знаменателя ср и числа z ступеней ряда подач,
отвечающего требуемому диапазону Rs регулирования их и ограниченного выбран-
ными предельными значениями хт1п и -»тах, сохраняет силу сказанное выше отно-
сительно выбора тех же параметров для ряда скоростей главного движения.
Коробки подач в этих случаях подобны но конструкции коробкам скоростей.
Ряды подач станков для нарезания резьб подчиняются, как было упомянуто
выше, особым условиям, и выбор значений х, определяющих основные параметры
механизма подач, производится по способу, указанному ниже (§ 38).
§ 10. ЗНАЧЕНИЯ ЧИСЕЛ ОБОРОТОВ, ДВОЙНЫХ ХОДОВ, ПОДАЧ, ДИАПАЗОНОВ
РЕГУЛИРОВАНИЯ, ЧИСЕЛ СТУПЕНЕЙ СКОРОСТИ И ПОДАЧИ И ЗНАМЕНАТЕЛЕЙ
РЯДОВ В СОВРЕМЕННЫХ СТАНКАХ
Величины «у, /?я, z, ср и Sj, Rs, zs, cps, зависящие от ряда рассмотренных выше
факторов и характеризующие приспособляемость механизмов главного движения
и подачи к условиям резания, колеблются в современных станках в чрезвычайно
широких пределах. В этом убеждает сравнение технических характеристик станков,
пригон не только принадлежащих по своем) типу и назшчению к различным
группам, но также и станков одной и той же группы. Для моделей, близких по
тиио-размерам, пределы колебаний указанных характеристик, естественно, значи-
тельно более узки. Причины этих колебаний следует искать прежде всего в раз-
личных взглядах на запросы потребителя (при проектировании станков общего
назначения) и отсюда в различной оценке целесообразной степени универсальности
станка (см. ниже). Существенное влияние на величину диапазона регулирования
оказывает известная произвольность назначения предельных скоростей главного
4G
Определение основных характеристик станка
движения и подач. В станкостроении капиталистических стран стремление к очень
широкому диапазону работ новой модели, нередко совершенно необоснованному
и ненужному, диктуется условиями конкуренции; в подобных случаях конструкция
привода осложняется, не принося никаких выгод потребителю.
Значения Rn и z у станков с вращательным главным движением
Уже до второй мировой войны в практике станкостроения применялись скорости
шпинделей от десятых долей (большие карусельные станки) до 50 000—60 000 об/мин
(внутришлифовальные шпиндели), а в единичных случаях — до 100 000 об/мин
(настольный станок для сверления отверстий диаметром от 0,06 до 0,8 мм). За
период 1940—1950 гг. пределы этого общего для всего станкостроения диапазона
не изменились, но в ряде важнейших групп станков — токарной, фрезерной, отчасти
сверлильной — диапазоны чисел оборотов шпинделей сдвинулись вверх, т. е. уве-
личились значения как лШ1П, так и лшах. Это обусловлено улучшением режущих
свойств твердых сплавов, а в еще большей степени — изменениями в геометрии
инструментов (отрицательный передний угол у резцов и фрез, отрицательный угол
спирали зубьев у фрез и т. д.), позволившими резко увеличить скорости резания.
Исследования в области резания металлов, непрерывный прогресс в области режу-
щего инструмента и достижения наших новаторов производства в области ско-
ростной обработки металлов делают несомненным дальнейшее перемещение вверх
рядов оборотов шпинделей станков в течение ближайших лет.
Табл. 2 дает представление о величинах Rn и z, обычных для современных
станков с нормальной степенью универсальности.
Таблица 2
Г Группа станков I
Токарные средней величины Карусельные .... Токарно-револьверные Токарно-револьверные автоматы одношпиндельные „ , , многошпиндельные .... Фасонно-отрезные и фасонно-продольные автоматы Центровые полуавтоматы Патронные и револьверные полуавтоматы Вертикально-сверлильные средней величины Радиально-сверлильные Фрезерные горизонтальные и вертикальные Горизонтальные расточные (горизонтально-сверлильно-фре- зерные) Расточные высокоточные (прецизионные) • 40-70 25—40 20—60 10—30 4-20 6-10 8-12 15-30 8—16 20—100 20—60 25- 60, иногда до 200 15-30 12-18 9-18 12-18 4—9 12-36 8-18 12-36, иногда до 150 12-18
Основной причиной больших значений Rn у станков почти всех групп является
в большинстве случаев стремление обеспечить приспособляемость станка к выпол-
нению различных по характеру операций, например, к черновой и чистовой обра-
ботке, к работе разнородными инструментами, к обработке материалов, сильно
различающихся по обрабатываемости. Естественно поэтому, что чем универсальнее
станок, тем больше диапазон Rn, а вместе с тем по необходимости (см. формулу (6. 20)],
и число z ступеней регулирования. В отдельных моделях современных станков,
особенно в быстроходных, эти характеристики достигают очень больших величин
(Rn достигает значений 600 . .. 700). Высокие значения диапазона регулирования
в заграничных моделях обусловлены часто не столько действительной надобностью
(разнообразие работ в инструментальных цехах), сколько рекламными соображе-
ниями, на что было указано выше.
Значения чисел оборотов, двойных ходов, подач, диапазонов регулирования 47
Если скорость резания остается приблизительно постоянной (/^ssl), так как
не зависит от материала и размеров заготовки (как, например, при шлифовании),
а диаметр инструмента либо совсем не изменяется, либо изменяется в узких
границах (Rd — 1 или ~1), то также и величина Rn = Rv • Rd близка к единице
или во всяком случае мала — порядка 1,5—2 — 2,5. Поэтому, например, у плоско-
шлифовальных станков с кругом, работающим торцом (Rd =1, Rv = 1), и у заточ-
ных станков многих типов диапазон регулирования Rn = 1: число оборотов шли-
фовального шпинделя постоянно. Это позволяет применять для привода последнего
встроенный электродвигатель — конструкция, господствующая в современных плоско-
шлифовальных станках. У шлифовальных станков с кругом, работающим периферией,
фланцы для крепления круга допускают его срабатывание до 2/3 или */з первоначаль-
ного диаметра; следовательно, для этих станков Rd = 1,5 или 2, а так как, кроме
того, Rvc^: \, то для шлифовального шпинделя достаточен диапазон Rn^ 1,5ч-2.
Значения Rn или Rv и z у станков с возвратно-поступательным
главным движением
У станков с возвратно-поступательным главным движением диапазоны регули-
рования чисел двойных ходов Rn или скоростей резания Rv, а также числа z сту-
пеней скорости значительно меньше соответственных величин у станков с враща-
тельным главным движением. Наиболее часто используемые пределы Rn или Rv и
г для строгальных и долбежных станков различных групп приведены в табл. 3.
Таблица 3
—
Группа станков п или Z
Продольно-строгальные /?г,=4-=-15 3 6
Поперечно-строгальные и короткие продольно-строгальные
(с кулисным или кривошипно-шатунным приводом) . . . Rn=4-=-lf> 4 8
Долбежные ип =3.5-=-12 4—8
Зубодолбежные для цилиндрических колес /?„=2-10 Сменные
колеса
Зубострогальные для конических колес Rn=^8 То же
„ „ „ „ быстроходные . . ft„=l,5=-2
Также и среди этих станков встречаются отдельные модели с диапазоном регу-
лирования, значительно большим, чем указано в табл. 3.
Значение Rs, zs и у станков со ступенчатыми рядами подач
Сравнение величин диапазонов ft, подачи и чисел zs ступеней регулирования ее
в современных станках различных типов показывает, что даже внутри одной и
’ой же группы станков эти характеристики весьма различны Причины этого ана-
логичны указанным выше для соответствующих характеристик механизмов главного
движения.
В приводах подач применение сменных зубчатых колес распространено еще
больше, чем в приводах главною движения.
Цифры табл. 4 характеризуют пределы Rs, z и наиболее обычные в совре-
менном станкостроении. В отдельных конструкциях стремление к широкой универ-
сальности станка или к тонкой градации ряда подач привело к тому, что величина
диапазона регулирования либо число ступеней подачи, либо одновременно
обе эти характеристики вышли далеко за средние пределы, указанные в таблице.
Так, например, существуют современные модели токарных станков с числами сту-
пеней подачи zs = 4 и г, = ПО, со знаменателем ряда подач < 1,1. У некото-
рых автоматов фасонно-продольного точения zs^i:600. Среди новых кон-
струкций встречаются револьверные станки с Rs — 6 и с ft4=80, карусельные
48
Определение основных характеристик станка
с/?.= 15 = 100, вертикально-сверлильные с zs = 24 и т. п.; тяжелые верти-
кально-фрезерные станки имеют иногда /?^^250 при — 1,10. Такие большие
диапазоны подач представляют все же исключение. Иногда они обусловлены необ-
ходимостью выполнения различных по характеру операций или черновой и чистовой
обработки тяжелой детали с одного установа на станке (горизонтально-расточные
станки), в других случаях — иными соображениями. Например, в резьбошлифоваль-
ных станках круговые подачи изделия (числа оборотов шпинделя бабки изделия)
могут регулироваться иногда в пределах от 0,35 или 0,5 до 150 в минуту, т. е.
= 300 -н 430; это обусловлено большим диапазоном диаметров шлифуемых
резьб (примерно от 4—5 до 250—300 мм) и различными методами шлифования,
требующими также различных скоростей изделия. Очень велики ряды подач в не-
которых токарно-винторезных станках: существуют модели, допускающие, например,
нарезание ПО метрических, 88 модульных, 99 дюймовых и 77 питчевых резьб.
Таблица 4
Группа станков
Токарные ...........................
Токарно-револьверные . , ...........
Карусельные.....................
Токарные лобовые ................ .
Вертикально-сверлильные.............
Радиально-сверлильные...............
Горизонтально-расточные гниверсальиые
Сверлильно-расточные высокоточные .
Фрезерные...........................
Круглошлифовалытые 1 круговая
Виутришлифовальпые J подача
Поперечно-строгальные...............
Поперечно-строгальные...............
Долбежные:
прямолинейная подача ...............
круговая подача ..................
10—69
20 -40
20—5 J
6—10
4-25
5-30
30-150
4 - 20
25-60
4 10
1,5 -4
10-18
3-40
3-40
4-80
24—69
6-16
8-16
3 -6
3-8
4—18
8-18
3-9
12-18
4 12
4-6
Кулачковые
1,1—1,7
13-2
1.35 1,75
1,4-2
1.2 1,7
1.2- 1,7
1.25-1,65
1,3-2
1,2-1,8
1,4-1,6
1,4 - 1,6
механизмы
Храповые
механизмы
Продольно-строгальные станки в табл. 4 не включены, так как у них диапазон
и число ступеней регулирования подач зависят ог конструкции механизма подач
(храповой или электрический) и поэтому у разных станков этой группы сильно
различаются. У многих современных продольно-строгальных станков подача 5 состав-
ляет от 0 до 6—6,5 или даже до 25 мм на один двойной ход с градацией через
0,25 мм, т. е. число ступеней подачи гл ~ 25 100.
В последней графе табл. 4 укатаны отношения знаменателя ряда подач к зна-
менателю ряда оборотов шпинделя, соответствующие распространенной в совре-
менном станкостроении практике. Как видно из приведенных данных, в большинстве
случаев > ©. Однако и в этом отношении встречаются исключения: в одних
группах станков они редки (высокоточные сверлильно-расточные, где < © почти
не применяется), в других, напротив, встречаются довольно часто (фрезерные
станки).
Наблюдаемая в этом отношении неустойчивость практики станкостроения должна
быть объяснена во многих случаях унификацией своих конструкций заводом-изго-
товителем, следовательно, стремлением при проектировании новой модели исполь-
зовать узлы или комплекты, имеющиеся в ранее освоенных моделях. Не отказы-
ваясь от этого, можно часто достигнуть вместе с тем и достаточно высокой
приспособляемости станка в отношении режимов резания путем выбора соответ-
ствующих конструкций приводов главного движения и подачи.
Определение мощности электродвигателей станка
49
§ 11. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ СТАНКА
При проектировании станка определение мощности каждого из его электро-
двигателей необходимо как для обеспечения безотказной работы обслуживаемых
ими механизмов, так и для расчета деталей станка. Эги мощности следует уста-
навливать с наибольшей возможной точностью, так как существенные ошибки
в этом отношении неблагоприятно отражаются на эксплуатационных качествах
станка, а часто и на его конструкции, габаритах и весе.
Преувеличенная мощность хотя и обеспечивает необходимые режимы работы,
однако двигатель получается излишне громоздким, дорогим и работает неэконо-
мично вследствие недогрузки (пониженный cos® у асинхронных двигателей).
Бесполезно возрастают размеры и вес деталей Станка, равно как его стоимость
и занимаемые им площадь и объем (см. схемат ическую фиг. 14, на которой утол-
щенными линиями показаны границы мест, зани-
маемых электрооборудованием станка).
Если же принятые в проекте мощности дви-
гателей меньше требуемых в действительности
для выполнения на станке всех работ, дтя которых
он предназначается, то область использования
построенного станка окажется суженной, ряд
операций возможно будет производить лишь на
пониженных режимах. Попытка работать на таком
режиме, при котором двигатель перегружен более
установленной нормы, не удастся, так как срабо-
тают предохранительные устройства, выполняющие
функции ограничителей мощности. В случае
Фиг. 14.
отсутствия таких устройств в электрической схеме
и в механизмах станка перегрузка может привели к аварии двигателя либо
к остающимся деформациям или поломке некоторых деталей станка, если расчет
их произведен как должно — с нормальными запасами жесткости и прочности.
Выбор типов передач, образующих кинематические цепи станка, зависит в неко-
торой степени от величины передаваемого усилия и скорости (см. § 14); поэтому
мощности электродвигателей, обслуживающих эти цепи, следует определять хотя
бы приближенно прежде окончательной разработки кинематической схемы. Это заме-
чание не относится к станкам с малой мощностью привода — примерно до 3 кет.
Задача определения необходимой и достаточной мощности двигателей проекти-
руемого станка представляет во многих случаях значительные трудности. Они
обусловлены главным образом недостаточной изученностью: 1) закономерности,
которым подчиняются усилия резания и усилия подачи при различных процессах
снятия стружки; 2) условий эксплуатации станков, особенно общего
назначения; 3) распределения всей используемой станком мощности между
его отдельными кинематическими цепямц; 4) потерь на трение в различного рода
передачах, в подшипниках и направляющих станка. Последнее затрудняет опреде-
ление значений мощности холостого хода проектируемого станка; между тем
именно эта мощность, как и мощность на разгон (пуск) станка, играет иногда
решающую роль в общем балансе мощности, расходуемой в приводе станка. Так,
например, в станках для чистовых операций мощность холостого хода может
в 2 раза и более превышать мощность на снятие стружки. В быстроходных токар-
ных станках средних размеров мощность холостого хода даже при непосредственном
соединении электродвигателя со шпинделем (муфтой) может достигать 60 — 70°/о
поминальной мощности двигателя.
Крутящие моменты при разгоне быстроходных станков, предназначенных для
скоростной обработки, могут значительно превосходить те крутящие моменты,
которые требуются на снятие стружки в процессе установившейся работы станка.
Пренебрежение условиями пуска при выборе элекгродвшлелей для таких ла.шов
особенно недопустимо.
4 Ачеркаи 1336
50
Определение основных характеристик станка
При проектировании станков, на которых будет производиться обработка заго-
товок из различных материалов разными инструментами и при очень различных
режимах резания, расчетное определение мощности двигателей приводов затруд-
няется многочисленностью переменных факторов, влияющих на мощность резания.
Эти обстоятельства приводят к следующей методике определения полезных
мощностей, необходимых для выбора двигателей проектируемого станка:
а) полезная мощность главного движения определяется соответственно наиболее
эффективному режиму резания либо расчетом либо, если расчет невозможен из-за
отсутствия достаточно надежных формул, опытным путем (на модели станка или
его отдельных узлов), либо, в крайнем случае, по аналогии с мощностью суще-
ствующих станков, сходных по iипо-размеру с проектируемым; в последнем
случае обязательно учитывать перспективы развития скоростных методов обработки
металлов резанием;
б) полезные мощности подач, где возможно, рассчитываются (станки токарной,
сверлильной, фрезерной групп), а в остальных случаях оцениваются как некоторая
доля мощности привода главного движения; иногда мощности, расходуемые на
подачи станка, настолько малы сравнительно с мощностью главного движения, что
при определении обшей мощности привода ими можно пренебрегать, если станок
не имеет отдельных двигателей для подач;
в) мощности двигателей вспомогательных движений можно в большинстве слу-
чаев рассчитать либо исходя из величины выполняемой двигателем работы и вре-
мени, в течение которого должна быть завершена вспомогательная операция, либо
по действующему усилию и требуемой скорости.
Полученные расчетом полезные мощности приводятся к мощности на валу
соответствующего электродвигателя, как указано в дальнейшем (стр. 52—55).
Из сказанного следует, что метод определения мощности электродвигателей
главного привода проектируемого станка зависит от степени его универсальности
и от характера процесса резания. Решать эту задачу приходится одним из следую-
щих способов.
А. Одноцелевые (узко специальные) станки
1. Для сравнительно изученных процессов резания, по которым имеются про-
веренные нормативы, как точение, сверление, развертывание, фрезерование, стро-
гание, протягивание, отчасти нарезание резьб и зубчатых колес, мощность вычис-
ляется для разработанного режима резания по формулам, рекомендуемым норма-
тивами.
2. Если рабочий процесс проектируемого станка исследован недостаточно
(шлифование, притирка, сверхчистовая отделка и др.), то надежные результаты
можно получить лишь путем опытов.
3. Если практически проверенные формулы для расчета мощности отсутствуют
и постановка опытного исследования невозможна, то приходится по необходимости
выбирать мощность исходя из сопоставления с существующими станками.
Б. Специализированные станки
1. По соответствующим формулам вычисляются мощности, необходимые для
обработки нескольких различных деталей, типичных для проектируемого станка.
В качестве таковых следует брать те детали, которые потребуют большого рас-
хода мощности, о чем можно судить по предварительно разработанным для них
технологическим процессам. Мощность двигателя сообразуется с наибольшей полу-
ченной расчетом мощностью на резание, если только именно она является основ-
ным слагаемым в суммарной мощности. Как уже упоминалось, в станках для
скоростной обработки значительную роль могут играть мощность при пуске и
мощность холостого хода.
2 При проектировании станка для процесса резания, изученного недостаточно,
задача решаезся так же, как для одноцелевого станка в аналогичном случае.
Определение мощности электродвигателей станка
51
В. Станки общего назначения
1. Мощность главного двигателя должна задаваться или выбираться конструк-
тором как исходная величина, подобно основным геометрическим размерам, которые
должны быть указаны в техническом задании на проектирование станка.
2. Мощность привода можно определить исходя из полезной мощности, на-
численной по соответствующим формулам для режимов резания, предельных для
проектируемого станка (наибольшие параметры стружки, наибольшая скорость
резания для материала нескольких марок). Соответственно найденным таким образом
наибольшим усилиям или крутящим моментам и скоростям рассчитываются детали
станка с целью обеспечения должной их прочности, жесткости л износостойкости.
Мощность электродвигателя назначается, однако, в двух вариантач, благодаря чему
потребители могут получить одну и ту же модель станка с двигателями различной
мощности, в зависимости от надобности.
3. Мощность привода может быть выбрана в результате сопоставления мощ-
ностей нескольких станков вполне современной конструкции, по типо-размеру
близких к проектируемому. Чем меньше разня гея мощности этих станков, тем,
естественно, проще выбор. Однако иногда модели, близкие между собой по типо-
размеру, но выпускаемые различными заводами, имеют двигатели очень различной
мощности; это относится в особенности к станкам, процесс работы которых мало
изучен (шлифовальные, доводочные станки). В подобных случаях, для того чтобы
сделать возможной работу на наиболее высоких режимах, следовательно, и с наи-
большей производительностью станка, расчетную мощность следует принимать
близкой к максимальной, установленной указанным (статистическим) способом. Соот-
ветственно этой мощности ведется расчет детали! станка, а для мощности двигателя
указываются два варианта.
При определении мощности на резание расчетным путем выбор формул для
вычисления усилия резания, усилия подачи и скорости резания должен быть со-
образован со степенью практической точности, достижимой в каждом отдельном
случае в результате таких вычислений. Как известно из курса „Учение о резании
металлов*, эмпирически установленные зависимости для составляющих Р усилия
резания и скоростей v резания могут быть представлены в следующей общей
форме:
Р = С -axp.bvP-czp . . ,К1р -КтР-Кпр.. . ;
Р IP 2Р ЭР
v = С axv • b vvcxv ...К"' Kmv- Кп°. ..
v lv 2v 3v
В этих формулах С — постоянные, характеризующие обрабатываемый материал,
а, Ь, с — основные геометрические параметры, характеризующие режим резания
(i лубина резания, подача, ширина резца, диаметр сверла, фрезы, число зубьев
фрезы и т. п.); Кг, Къ, К3,... — коэфициенты, учитывающие влияние различных
факторов (некоторые свойства обрабатываемого материала или колебания их,
свойства материала инструмента, его стойкость, углы, род охлаждения и многое
другое); х, у, г,..., I, т, п,... — показатели, установленные из опытов.
В формулы для Р и v могут входить не одни и те же аргументы.
Для некоторых процессов резания число этих аргументов довольно велико;
отсюда очевидно, что чем разнообразнее работы, для которых предназначается
проектируемый станок, тем менее надежными становятся результаты расчетов уси-
лий и скоростей по уточненным формулам указанного типа; поэтому пользование
ими для определения мощности может быть целесообразно лишь при проектиро-
вании одноцелевых станков, дая которых режим резания уже установлен в техни-
ческом задании. В остальных случаях достаточно пользоваться упрощенными фор-
мулами, которые учитывают влияние на Р и v только немногих важнейших
фжторов. Для различных процессов резания такие упрощенные формулы приводятся
в курсе „Учение о резании металлов" и в официальных нормативных справочниках
52
Определение основных характеристик станка
по режимам резания; они вполне достаточны по точности результатов для расчета
мощности привода проектируемых станков общего назначения и специализирован-
ных, а в большинстве случаев также и специальных станков.
По установленной тем или иным способом мощности N, полезно используемой
в конце кинематической цепи станка (полезная, или эффективная мощ-
ность), необходимую мощность N3 двигателя, который приводит в движение эту
цепь, следует определять исходя из следующей основной зависимости:
N9 — N>-]-Nn = М-|-Л(г + Ма (И-1)
Здесь Л/п — мощность, теряемая во время работы станка и слагающаяся из
мощности его холостого хода Nx (мощность электродвигателя при Л/= 0) и мощ-
ности Лф, теряемой добавочно вследствие
дополнительных потерь, обусловленных
нагрузкой станка (потери в сильнее на-
груженных передачах, опорах, направляю-
щих и пр.). Потери этого рода часто на-
зывают поэтому нагрузочными.
Как известно, при периодическом
движении машины истинное значение меха-
,/.1 .
ничсского к. п. д. г] — ——, где А —
работа сил полезных сопротивлений,
А,)а — работа движущих сил; следователь-
но, значение к. п. д. изменяется в течение
периода (цикла) Т. Так как dA =N-dt
и dAsp — Nde • dt, где буквой N обозначены
соответствующие значения мощности, то
N
истинная величина к. п. д. rj = ;
в последней формуле N и обоз-
начают мгновенные значения мощностей.
Если исходить из средних значений
мощностей за период времени Т, то для
к. п д. машины за этот период получится
та же формула. В станкос:роении, как и во
фиг многих других отраслях машиностроения,
принято выражать к. п. д. в виде отно-
шения мощностей, а не работ.
Если поэтому исходить из определения к. п. д. станка (к. и. д. привода станка)
как отношения полезно используемой мощности N к мощности N3 на валу электро-
двигателя (энергетический к. п. д. станка), т. е.
(И. 2)
то из самого определения следует
(11 3)
Практическое пользование этой формулой возможно, если знать величину к. п. д. rj,
который изменяется в зависимости от полезной нагрузки, числа оборотов, структуры
кинематической цепи, качества изготовления и сборки ее элементов и пр. О харак-
тере изменения т; в зависимости от полезной нагрузки дает представление
фиг. 15, на которой изображены полученные непосредственными измерениями кри-
вые т] для привода револьверного станка модели 1М36 в зависимости от нагрузки,
числа оборотов шпинделя и числа оборотов приводного вала [8]. Нужно иметь
в виду, что для различных чисел оборотов шпинделя кривые ц будут различны
Определение мощности электродвигателей станка 53
вследствие зависимости к. п. д. от структуры кинематической цепи и качества
изготовления и сборки ее деталей.
Для определения мощности двигателя по формуле (11. 3) достаточно знать
величину т], соответствующую полной эффективной нагрузке ?V кинема-
тической цепи. При проектировании нового станка для ц следует принимать зна-
чение, установленное путем опытного исследования станков, близких к проектируе-
мому по типо-размеру, конструкции, качеству и периоду исполнения. При отсут-
ствии таких данных ориентировочная оценка величины к. п. д. может, очевидно,
привести к чувствительной ошибке в определении мощности двигателя.
В подобных случаях следует либо воспользоваться другим методом решения,
изложенным ниже, либо, если и это оказывается невозможным из-за отсутствия
данных о мощности холостого хода, вычислить Na пл формуле (11. 3), принимая
в ней значение к. п. д. с запасом (меньшее из вероятных т(). Для приводов стан-
ков с вращательным главным движением общий к. и. д. станка vj 0,70 —0,85.
Эти значения — ориентировочные, относятся к одномоторным станкам (общий дви-
гатель для главного движения и подачи), и в зависимости от конструкции и испол-
нения станка и его быстроходности могут отклоняться от указанных здесь величин
как в большую, так и в меньшую сторону.
Формула (И. 3) имеет еще и другой недостаток:при малой величине полезной
мощности /V она может дать очень неточные результаты. Действительно, при ДА= 0
(холостой ход станка) из самого определения к. п. д. следует, что и т; = 0, и
правая часть выражения (11. 3) для Na становится неопределенной. Между тем,
как это получается из формулы (11.1), при работе станка вхолостую Na = Nx
(см. фиг. 15). Для величин ЛА, хотя и отличных от нуля, но очень малых (полез-
ные мощности подач у многих станков, общая полезная мощность у доводочных
станков, снимающих весьма тонкую стружку), мал также к. п. д. т,; в подобных
случаях результаты вычисления ЛА, по формуле (11.3) становятся ненадежными.
Этот недостаток не имеет большого практического значения: 1) если данная кине-
матическая цепь не обслуживается отдельным двигателем, а отвечающая ей мощ-
ность N3 незначительна по сравнению с мощностью двшателя, от которого цепь
получает свое движение (например, привод подач сверлильных, токарных станков,
см. ниже); 2) если вычисленная мощность Na настолько мала, что приходится взять
электродвигатель большей мощности, а выбранные по конструктивным соображе-
ниям размеры деталей станка обеспечивают большие, чем необходимо, запасы
прочности и жесткости.
Основная трудность указанного метода расчета — оценка величины к. п. д. —
отпадает, если условно определять последний как постоянную для данной
кинематической цепи величину
V = ''11• • • = nV (п- 4)
7
где ту — частные к. п. д. отдельных пар, образующих эту цеЛь и участвующих
в передаче энергии. Значения коэфициентов ту, учитывающих потери мощности
в различного рода передачах — ременных, цепных, зубчатых, винтовых, в подшип-
никах и пр., известны из опыта или могут быть вычислены. Пользуясь соответ-
ствующими формулами (червячные, винтовые передачи) или средними величинами
к. п. д., указываемыми в курсах „Детали машин", для работы со значительными
нагрузками, можно вычислить тг/ — Пт]у со степенью точности, достаточной для
расчетного определения мощности двигателя станка.
Необходимо подчеркнуть, что для расчета мощности привода станков, предна-
значенных для скоростной обработки металлов, определение к. п. д. привода
в виде произведения частных к. п. д. передач с учетом потерь в опорах валов
практически непригодно. При высоких числах оборотов заметно сказывается влия-
ние на к. п. д. привода таких факторов, как скорости валов, передаваемая приво-
дом мощность, соотношения между диаметральными размерами зубчатых колес и
подшипников, способ смазки, количество и качество смазки. В быстроходных
'54
Определение основных характеристик станка
станках те потери мощности на трение,
водом мощности, оказываются обычно
20
квт
22
te
10.6 мм г Т
а®
О Ю.1 10.2 10.3 10.4 !0.5
Сечение стру/нки
Фиг. 16.
S 8
следовательно,
Потери 6
двигателе
при
Левитом и
до формул,
применения
которые не зависят от передаваемой при-
очень большими, притом тем ббльшими,
чем быстроходнее привод. Способ уточ-
ненного расчета к. п. д. привода разрабо-
тан в ЭНИМС инж. Г. А.
доведен в настоящее время
удобных для практического
проектировании станков [8].
На фиг. 16 и 17 представлены диаграммы
баланса мощности привода главного движения
токарного станка (фиг. 16), приводов главного
движения и подачи фрезерного станка (фиг. 17),
построенные по диаграммам, полученным в
результате опытного исследования. Если бы все
линии этих диаграмм были прямыми (штриховые
прямые а'
то можно
и Ь' на фиг. 16, а' на фиг. 17),
было бы, очевидно, написать:
= v = const,
(11. 5)
откуда
(И. 6)
Мощность Ng на добавочные потери связана
при этом с N зависимостью
N+Nd = Na-Nx =
[СМ. (11. 1)]
(И- 7)
Nj = 4 — N или Nd = -1—Д • N,
4 ’l
(И. 8)
постоянно для данной цепи, что видно
также чепосред-
b — 1
всегда
зависи-
к. п. д.
и отно-
не всегда прямые, как это видно из
i для одного и того же механизма
диаграмм. Сле-
т]' = Пт] = const
г. e. и отношение -тт-
/7
ствепно из фиг. 17.
Линии а и
довательно, не
Это объясняется
иостью частных
Ду от нагрузки
сительной скорости тру-
щихся поверхностей (на-
ряду с зависимостью и от
других факторов). Однако
отклонения указанных
линий от прямых не слиш-
ком велики, и для расчет-
ного определения мощ-
ности N, проектируемого р
100 I/O 140
Фиг. 17.
Потери 4
'главном
двигателе
станка точность формулы
(11. 6) достаточна. При
Л' = О, ПОСКОЛЬКУ 7]' =
— Пт]у ф 0, она обра-
щается в N3 = Nx, как
я должно быть для
холостого хода станка. Однако формула (11. 6) не свободна и от практического
недостатка: для пользования ею при проектировании станка необходимо знать.
'—Потери в
! двигатепе
/'„•.! мм мин
Определение мощности электродвигателей станка
55
мощность Nx холостого хода. Она колеблется в широких пределах, и сравнительно
с полезной мощностью ;V величина Nx, как правило, тем больше, чем меньше Л7.
Так, например, для привода подачи исследованного фрезерного станка (см. фиг. 17)
Л'
при полной его нагрузке /V = 0,074 кет, Nx= 0,525 кет,т. е. дг > 7, тогда как
для привода шпинделя этого же станка = 4,3 кет, Nx — 0,42 кет и < 0,1.
Способ аналитического определения мощности Nx холостого хода пока еще не
разработан; поэтому, чтобы получить надежные результаты при пользовании фор-
мулой (11. 6), необходимо устанавливать величину Nx либо посредством специаль-
ных опытов, либо на основании произведенных ранее испытаний сходных по кон-
струкции станков. Такого рода испытания могут быть выполнены с помощью
простейших средств.
Если один двигатель обслуживает несколько кинематических цепей станка, то,
как следует из сказанного выше, его мощность
N,
Nx,
(П. 9)
где NK — эффективная мощность, потребляемая конечным звеном отдельной кине-
матической цепи;
т)' — к. п. д. последней, вычисленный по формуле (11. 4) или установленный
на основе имеющихся опытных данных.
Некоторые слагаемые в правой части выражения (11. 9) могут быть настолько
малы сравнительно с другими, что ими можно пренебрегать, учитывая общую
степень точности расчета мощности N3. Это касается, в частности, привода подач
сверлильных, токарных, шлифовальных станков.
При проектировании повой модели станка границы его работ известны, и
М
поэтому верхний предел отношения , где A/t — полезная мощность главного дви-
жения, N2 — полезная мощность подачи, может
точностью.
быть установлен с достаточной
Если обозначить через i;1 эксплуатационный к. п. д. цепи главного движения
[см. формулу (И. 2)], а через
мощностей N», приведенных к
будет
т)2 — цепи подач, то отношение соответствующих
валу электродвигателя (или электродвигателей),
Ъ ’ Иг ~ Ni ' ’'la ’
(11. 10)
К. п. д. т]2 цепи подач всегда меньше, нередко во много раз, чем к. п. д. т]х,
а потери мощности в механизмах подач обычно во много раз превышают полез-
ные мощности N2 подачи, играющие ничтожную роль в общем балансе мощности.
Однако из-за низких величин к. п. д. т)2, обусловленных этими потерями, отно-
N,
шение мощностей двигателей тт-1- составляет для токарных или сверлильных стан-
ков величину порядка 0,03—0,05, а для фрезерных 0,20—0,25, т. е. величину, пре-
, N.
небрегать которой уже нельзя, несмотря на очень малые отношения полезных
мощностей (порядка 0,0015—0,0025 для токарных, 0,015 — 0,025 для фрезерных
станков).
Низкий к. п. д. очень многих приводов подачи обусловлен рядом причин: при-
менением в кинематической цепи с целью получения требуемых малых скоростей
подачи сильно понижающих передач, которые имеют нередко низкий к. п. д.
(ходовой винт и гайка, червячная передача); большим количеством передач в этой
кинематической цепи; потерями на трение салазок, стола и тому подобных дета-
лей, медленно движущихся по направляющим; наличием в механизме подач элемен-
тов, которые но своей конструкции делают почти неизбежным некоторый перекос
56 Определение основных характеристик станка
в опорах или сильное трение скольжения (например, короткий валик с коническими
колесами на обоих концах, клинья, не допускающие точного регулирования зазора
в направляющих, и т. д.). Иногда низкий к. п. д. механизма подачи должен быть
объяснен не только такими — конструктивными — причинами, но и недостаточно
аккуратной сборкой или плохим уходом за станком („перерегулировка" напра-
вляющих, неудовлетворительная смазка и тому подобные причины).
Из сказанного следует, что при определении мощности на валу двигателя,
обслуживающего механизм подач, необходимо учитывать к. п. д. кинематической
цепи подач со всей доступной точностью. Исключением являются случаи, когда
незначительность мощности на подачу в общем балансе мощности привода станка
заранее известна из опыта эксплуатации или из исследований станков, близких по
модели к проектируемому.
Тяговые усилия, необходимые для определения мощности двигателя подачи,
можно вычислить пользуясь следующими практическими формулами, рекомендуе-
мыми нормалью станкостроения Н48-61, разработанной в ЭНИМС д-ром техн, наук
Д. Н. Решетовым и инж. Г. А. Левитом [2]:
для продольных супортов токарных станков с призматическими или комбини-
рованными направляющими
Q^k-Px +/' (Л + G); (И. 11)
для продольных супортов токарных и револьверных станков и столов фрезер-
ных станков с прямоугольными направляющими
Q = /e-Px+/'(P2 + ^ + G); (11. 12)
для столов фрезерных станков с направляющими в форме ласточкина хвоста
Q = & Рх + f (Рz + 2Ру + G); (11.13)
для шпинделей сверлильных станков
Q = (l +0,5/)^+/^- (П-14)
Здесь Рх — составляющая силы резания в направлении подачи; Р2 — соста-
вляющая силы резания, прижимающая каретку супорта или стол к направляю-
щим; Ру — составляющая силы резания, отрывающая каретку или стол от напра-
вляющих; G — вес перемещаемых частей; Л1к—крутящий момент на шпинделе;
d — диаметр шпинделя; f — приведенный коэфициент трения на направляющих;
f— коэфициент трения между пинолью и кареткой и на шлицах или шпонках
шпинделя; k — опытный коэфициент, учитывающий влияние опрокидывающего
момента.
При нормальных условиях смазки направляющих поверхностей можно прини-
мать: для токарных станков с призматическими или комбинированными направляю-
щими 1,15, /' = 0,15-г- 0,18; для токарных и револьверных станков с прямо-
угольными направляющими k =1,1, /^0,15; для столов фрезерных станков
k = 1,4, /' = 0,2; для пинолей сверлильных станков f = 0,15.
Все эти формулы получаются из общей формулы
Q= k-Px+f-N', (11. 15)
в которой N' — приближенная величина суммы нормальных сил, действующих на
грани направляющих; /—приведенный коэфициент трения на направляющих;
Рх и k имеют значения, указанные выше.
Необходимо иметь в виду, что формулы (11. 11) — (11. 14) относятся к типо-
вым конструкциям станков.
Соотношение между составляющими Рх, Ру, Р2 силы резания зависит главным
образом от формы режущего лезвия инструмента, от характера обработки (тол-
щины срезаемого слоя), от состояния (остроты) инструмента, а также от обраба-
тываемого материала. Так, например, для черновой токарной обработки нормально
Определение мощности электродвигателей станка 57
заточенным резцом можно принимать в среднем Рх : Ру : Рг 0,25 : 0,4 : 1. Для
различных процессов обработки соответствующие значения даются в курсе „Уче-
ние о резании металлов".
Кратко изложенные здесь способы определения мощности электродвигателей
относятся к тем станкам, которые длительно работают при неизменной нагрузке
(нормальные электродвигатели маркируются номинальной мощностью исходя именно
из такого режима работы).
Режим работы станков некоторых типов характеризуется правильным повторе-
нием одинаковых циклов, каждый из которых состоит из правильно чередующихся
периодов различной по величине нагрузки. У одних станков эти циклы чередуются
с более или менее длительными паузами (станки револьверные, токарные много-
резцовые, полуавтоматы различных типов), у других циклы повторяются без пауз
(строгальные и долбежные станки), у третьих паузы настолько коротки, что на
температуре двигателя они почти не отражаются (однои1П'индельные токарно-револь-
верные автоматы). На выбор номинальной мощности двигателя оказывают очень
большое влияние, помимо длительности периодов нагрузки и пауз между ними,
частоты пусков и остановок двигателя и частоты реверсирования, также инерцион-
ные явления при пуске и торможении станка. Иногда именно мощность, необхо-
димая для пуска станка, зависящая от моментов инерции приводимых в движение
масс и от сопротивлений трения (коэфициент трения покоя часто значительно
больше коэфициента трения при движении), определяет выбор мощности двига-
теля. В иных случаях решающую роль играет мощность холостого хода, по срав-
нению с которой мощность на резание мала.
Способы определения мощности электродвигателей станков с циклическим
характером рабочей нагрузки, с большими пусковыми моментами, с высокой часто-
той пусков, остановок и реверсирования на основе циклограммы работы станка
рассматриваются в курсе „Электрооборудование металлорежущих станков" и здесь
поэтому не излагаются.
Непрерывный прогресс в области режущего инструмента, в частности измене-
ния в геометрии инструмента и улучшение качеств твердых сплавов, влечет за
собой столь же непрерывное повышение скоростей резания, ограничиваемое нередко
недостаточной жесткостью и мощностью существующих станков. Поэтому при
проектировании нового станка, особенно для серийного производства, равно как
тяжелых, следовательно, трудоемких и дорогих станков, необходима в отношении
исходных режимов известная экстраполяция, учитывающая перспективы дальней-
шего повышения скоростей и мощностей резания. В каждом отдельном случае
такая экстраполяция должна быть сообразована с типом инструмента, которым
будет работать станок, и с общим сроком службы станка, чтобы не прийти к чрез-
мерным резервам мощности и жесткости машины, которые не могли бы быть
использованы в течение слишком длительного времени. Ошибки этого рода тем
более опасны, что сопряжены с избыточным расходом металлов и увеличением
стоимости станка.
Выбранные значения мощности двигателей проектируемого станка, особенно
двигателя привода главного движения, могут быть в некоторой степени проверены
сопоставлением с величинами мощности двигателей станков, выпущенных в самое
последнее время, в ряду (семействе) которых может быть помещен проектируемый
станок. Это обусловлено тем, что в одном и том же ряду станков между мощ-
ностью отдельной модели этого ряда, с одной стороны, и ее габаритами, весом,
объемом снимаемой стружки — с другой, существуют, по крайней мере для станков
некоторых типов, зависимости, выраженные с большей или меньшей ясностью.
Такого рода контроль возможен, однако, лишь при наличии для сравнения доста-
точного количества типо-размеров, выпущенных в последние годы. Иначе он может
лишь ввести в заблуждение: мощности станков, близких по типо-размеру и габа-
ритам, но относящихся к различным периодам изготовления, могут различаться
очень сильно.
58
Литература
ЛИТЕРАТУРА
1. Нормаль станкостроения Н11-1 „Нормальные ряды чисел в станкостроении*,
ЭНИМС, 1943.
2. Нормаль станкостроения Н48-61 „Типовые расчеты элементов станков*, вып. IV,
ЭНИМС, 194'2. Авторы — Д. Н. Решетов и Г. А. Левит.
3. Н. С. А ч е р к а н. Расчет и конструирование станков, т. I, гл. 1, ОНТИ, 1937.
4. С. А. Пресс, Электрическое оборудование металлорежущих станков, изд. 2-е,
Машгиз, 1946.
5. С. А. Ринкевич, Теория электропривода, ОНТИ, 1938.
6. В. К. Попов, Основы электропривода, Госэнергоиздат, 1945.
7. Энциклопедический справочник „Машиностроение", т. 9, гл. 1, статья В. И. Ди ку-
тина, Основные данные для проектирования металлорежущих станков, и гл. IV, статья
В. Г. Зусмана, Выбор типа электропривода, Машгиз, 1949.
8. Г. А. Левит, Коэфициент полезного действия быстроходных станков и способы
его повышения. ЦБТИ, 19.’0.
9. И. В. Харизоменов, Электрооборудование металлорежущих станков, Машгиз.
•1951.
ГЛАВА III
РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПРОЕКТИРУЕМОГО СТАНКА
§ 12. ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ К КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЕ
ПРОЕКТИРУЕМОГО СТАНКА
Для того чтобы возможно было приступить к конструированию станка, необ-
ходимо предварительно разработать его кинематическую схему, т. е. такую систему
механизмов, которая воспроизводит все требуемые движения заготовки и инстру-
ментов, а также вспомогательные движения (быстрые холостые перемещения, уста-
новочные движения, движения переключений и т. д.). В станках, работающих по
циклу, эти движения должны совершаться автоматически в определенной последо-
вательности, что также должно обеспечиваться выбранной кинематической схемой.
Подобно всем задачам, решаемым путем синтеза механизмов по заданным дви-
жениям конечных звеньев системы, задача построения кинематической схемы про-
ектируемого станка решается не однозначно: в каждом отдельном случае возможно
некоторое число различных вариантов решения. При разработке и оценке сопо-
ставляемых вариантов нельзя забывать о том, что элементы кинематической схемы
до известной степени предопределяют конструкции соответствующих элементов
машины. Так как последние могут быть весьма неравноценны в эксплуатационном
и технологическом отношениях, то столь же неравноценны и различные варианты
кинема।ической схемы, хотя бы все они и давали требуемый цикл движений. Так,
например, из двух вариантов, заключающих различные числа ползушек с шарни-
ром (типа кулисного камня), лучшим будет при прочих одинаковых условиях
вариант с меныпим числом ползушек, так как их шарниры и направляющие поверх-
ности довольно быстро срабатываются, зазоры в сопряжениях возрастают, и ка-
чество работы машины нарушается. Именно из-за этого эксплуатационного недо-
статка не получили распространения в станках, например, комбинированные кулисы,
несмотря на то, что они позволяют значительно уменьшить неравномерность ско-
рости рабочего хода поперечно-строгальных и долбежных станков и тем самым
сильно смягчить недостатки привода качающейся или вращающейся кулисы.
Известное влияние на выбор кинематической схемы имеют и требования уни-
фикации конструкций,изготовляемых на данном заводе, с чем конструктор нового
станка обязательно должен считаться. По этим соображениям иногда оказывается
более целесообразным использовать в новой модели уже освоенные заводом узлы
вместо проектирования новых, хотя бы и несколько более простых по кинемати-
ческой схеме и конструкции и меныиих по габаритам и весу. При решении
подобных вопросов необходимо принимать в расчет не только выгоды, достига-
емые унификацией, в отношении производства нового стайка, но и эксплуатацион-
ные недостатки (усложн -ние управления, большая аварийность, удорожание станка
и т. п ), возможные в результате излишне сложной конструкции унифицированных
узлов.
Решение задачи построения кинематической схемы станка требует прежде всего
анализа движений, которые необходимы для работы станка как машины-орудия.
На основе такого анализа (методы его рассматриваются в курсе „Теория механиз-
мов и машин'^ могут быть построены отвечающие этм движениям кинематические
60 Разработка кинематической схемы проектируемого станка
цепи, каждая из которых выполняет свою особую функцию. В совокупности эти
цепи образуют кинематическую схему станка. В зависимости от характера работ,
для которых предназначается проектируемый станок, и от назначения отдельных
цепей его схемы некоторые из последних обязательно должны быть кинематически
связаны между собой или допускать временную связь, другие цепи должны
постоянно оставаться независимыми от остальных, для третьих кинематическая
связь с некоторыми цепями схемы допустима, но не обязательна.
Построенная кинематическая схема станка должна удовлетворять следующим
требованиям.
А. Наибольшая возможная простота. В большинстве случаев
(однако не всегда) чем проще кинематическая схема станка, тем более простой
получается и основанная на ней конструкция, следовательно, тем менее трудоемок
спроектированный станок. Обслуживание станков со сложной кинематической
схемой труднее, и они менее надежны в эксплуатации вследствие более частых
неполадок.
Оценка степени сложности сравниваемых вариантов схемы обычно не. предсг. -
вляет затруднений. Критериями ее являются:
1) количество элементов, которые входят в состав кинематической схемы
станка: валов, передач ременных, цепных, зубчатых, червячных, реечных, кулач-
ных, винтовых, кулис, сцепных муфт и пр.; цилиндров с поршнями и штоками,
золотников, клапанов и других распределительных органов гидросистемы, трубо-
проводов и т. д.; количество органов управления;
2) количество элементов, сравнительно сложных в изготовлении или сборке;
к числу их относятся червячные и гипоидные передачи, неортогональные кони-
ческие передачи, планетарные передачи с несколькими сателлитами у каждого
центрального колеса, мальтийские механизмы, многодисковые фрикционные муфгы
и др.;
3) расположение валов; для того чтобы не осложнять изготовление станка,
следует располагать' все валы по возможности таким образом, чтобы оси их были
либо параллельны, либо взаимно перпендикулярны (иначе говоря, параллельны
трем осям прямоугольной системы координат).
Еще более облегчается изготовление станка, если оси всех валов каждого узла
лежат только в одной или в параллельных плоскостях: при подобном расположе-
нии валов упрощается расточка таких отливок, как корпуса коробок скоростей,
стойки и т. п. По тем же соображениям с целью упрощения расточки в корпусах
мест под опоры валов рекомендуется там, где это возможно, располагать валы
соосно.
При оценке сравниваемых вариантов схемы по признаку их сложности должна,
конечно, приниматься в расчет степень автоматизации работы станка в каждом из
вариантов; естественно, что кинематическая схема автомата или полуавтомата, как
правило, сложнее, чем неавтоматизированного станка того же назначения.
Б. Наибольшая возможная автоматизация станка, иначе говоря,
наименьшее возможное участие рабочего в осуществлении движе-
ний рабочих органов станка, за исключением установочных движений при наладке.
Соблюдение этого требования исключает влияние рабочего на скорость и точность
этих движений, следовательно, на производительность и точность работы станка,
а кроме того, сильно уменьшает опасности травм рабочего и аварий станка; по-
этому наилучшим в принципе вариантом является кинематическая схема полного
автомата. Однако от такого решения нередко приходится отказываться потому,
что автоматизация подачи заготовки в позицию крепления приводит к чрезмерно
сложной конструкции магазина и питающего устройства (заготовки сложной формы).
В таких случаях операции снятия со станка обработанной детали, установки на
ее место и закрепления следующей заготовки и пуск стайка производит рабочий;
остальная часть цикла работы станка автоматизирована. Станки некоторых типов
по самому характеру выполняемых ими операций должны быть построены по схеме
полуавтомата, как, например, различного рода сверлильно-фрезерные и расточные
Требования к кинематической схеме станка
61
агрегатные станки, зубообрабатывающие, многие шлифовальные, операционные
токарные и фрезерные и др. Автоматизация в той или иной степени большинства
других станков возможна и, как правило, целесообразна и желательна.
При разработке кинематической схемы вопрос о технически и экономически
целесообразной степени автоматизации проектируемого с ганка, если она не пред-
определяется, как упоминалось выше, самим характером рабочего процесса, сле-
дует решать исходя из масштабов производства, для которого предназначается
проектируемый станок (массовое, серийное и т. д.), из экономии вспомогатель-
ного времени, достигаемой благодаря автоматизации, а также на основе опыта
эксплуатации аналогичных станков.
Наибольшая оепень автоматизации требуется от станков, которые должны будут
входить в состав автоматической линии или автоматического завода. Такие станки
должны работать в большинстве случаев как полные автоматы.
Правильное решение вопроса о целесообразном уровне автоматизации новых
станков, проектируемых для наших заводов, в условиях социалистической отече-
ственной промышленности имеет особенно важное значение. Поэтому данному во-
просу должно быть уделено при проектировании станка очень большое внимание.
В. Возможно более высокий к. п. д. тех кинематических цепей,
в конце которых расходуется большая часть энергии, потребляемой станком. Для боль-
шинства станков это требование относи.ся лишь к цепи главного движения;
в остальных цепях схемы передаваемая мощность мала, следовательно, и при низ-
ком к. п. д. потери энергии в них обычно незначительны как по абсолютной
величине, так и по сравнению с расходом энергии на привод главного движения
(см. выше § И).
Так как общий к. п. д. кинематической цепи зависит от к. п. д. образующих
ее передач и от их числа, то отсюда следует необходимость особого внимания
при выборе основных параметров таких сильно понижающих передач, как червяч-
ные, винтовые (винт и гайка), планетарные.
Г. Точность работы механизмов кинематической схемы, от
чего зависит точность осуществления требуемых движений соответствующих ведо-
мых звеньев станка, следовательно, точность обработанной на нем поверхности
изделия, а иногда и чистота ее. Для одних кинематических цепей станков требо-
вания точности движения конечного ведомого звена могут быть сравнительно
невысокими (цепи подач токарных, фрезерных, сверлильных, расточных и других
станков). Для других цепей эти требования являются решающими, так как даже
малые ошибки движения конечного ведомого звена цепи приводят к недопустимым
отклонениям некоторых важнейших размеров обработанного изделия от величин,
установленных техническими условиями. Это относится главным образом к цепям
подачи станков для нарезания резьб и к некоторым цепям зубообрабатывающих
станков.
Ошибки движения отдельных механизмов, которые входят в состав кинемати-
ческой цепи, обусловлены разливными причинами: погрешностями размеров и формы
звеньев и их относительного положения, зазорами между сопряженными поверх-
ностями элементов кинематических пар, неравномерностью передачи движения,
присущей самой природе механизма (например, в ценных передачах; см. § 32),
относительным проскальзыванием в ременных, фрикционных передачах и фрикцион-
ных муфтах и т. д. Точность спроектированного механизма может быть во мно-
гих случаях установлена расчетом.
В гидравлических передачах большое влияние на скорость и равномерность
движения ведомого элемента станка оказывают утечки масла в различных местах
кинематической цепи. Эго особенно сказывается при малых подачах.
Причины подобного рода полностью неустранимы, и вызываемые ими погреш-
ности могут быть лишь ограни 1ены nyie.M установления технологически приемле-
мых норм допусков на неточности ра шеров, формы и относительного положения
звеньев механизмов. Неизбежна поэтому неточность движения конечного ведомого
звена кинематической цепи. Для того чтобы уменьшить до необходимых пределов
62
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
влияние ее на точность обработанного изделия, существуют три принципиально
различных способа.
1. Выбор такого варианта кинематической схемы, при котором
неточности движения конечных ведомых звеньев цепей, определяющих точность
работы станка, являются наименьшими. Установить это возможно, если, назначив
допуски на неточность изготовления элементов кинематической цепи, применить
к каждому из возможных вариантов методы анализа точности механизмов.
Как показывает исследование, действенными средствами увеличения точности
кинематических, цепей являются сокращение количества ее звеньев и кинематических
пар, а особенно уменьшение величин переда!очных отношений в цепи.
Отсюда следует, в частности, что в кинематических цепях, связывающих такие
элементы станка, скорости движения которых должны быть очень точно согласо-
ваны, применение ременных, фрикционных и гидравлических передач недопустимо.
К числу цепей этого рода относятся, например, цепи подач токарно-винторезных
станков (от шпинделя до супорта), осевых подач — резьбофрезерных станков (от
шпинделя изделия до фрезерной головки), некоторые цепи зуборезных, копироваль-
ные цепи копировально-фрезерных станков. Ошибки всех этих цепей непосред-
ственно отражаются на точности нарезанного винта, зубчатого колеса, обработан-
ной фасонной, поверхности.
Если требование высокой точности предъявляется не к закону движения, а лишь
к ряду отдельных положений последнего ведомого звена цепи — супорта или столг
станка, работающего по упорам, револьверной головки, шпиндельного блока много-
шпиндельного автомата или полуавтомата, стола многопозиционного станка и т. п.,
то точность движения элементов, образующих кинематическую цепь, не имеет сама
по себе большого значения: необходимая точность положений этих деталей стан-
ков обеспечивается упорами или фиксаторами. Включение в подобные цепи пере-
дач с отношением, сравнительно сильно колеблющимся вследствие, например, про-
скальзывания фрикционных элементов, утечек (в гидросистемах), больших погреш-
ностей изготовления или сборки деталей передачи и тому подобных причин, по-
этому допустимо как в случае, указанном выше.
Следует иметь в виду, что точность движения по заданному направлению при
наличии направляющих устройств не зависит от точности кинематических цепей.
В подобных случаях погрешности отдельных механизмов могут влиять лишь на
плавность движения, нарушая, например, постоянство его скорости.
Сказанное выше можно иллюстрировать следующим примером. В резьбо-
фрезерном станке должны быть строго согласованы скорости вращения нарезаемой
заготовки (круговая подача) и осевого движения резьбовой фрезы относительно
заготовки (осевая подача). Это последнее движение может совершать либо инстру-
мент вместе с фрезерной головкой, либо заготовка вместе со шпиндельной бабкой.
Понятно, что от точности осевого перемещения на один оборот заготовки зависит
непосредственно точность шага нарезанной резьбы, а от постоянства отношения
скоростей этих двух движений в пределах каждого оборота заготовки — правиль-
ность витка резьбы, т. е. постоянство угла подъема ее винтовой линии в пре-
делах одного витка. Отсюда следует, что ошибки кинематической цепи, связы-
вающей круговую подачу с осевой, должны быть минимальными.
Напротив, цепь подачи фрезы на глубину резьбы (цепь врезания в заготовку)
не должна обязательно обеспечивать равномерность поперечного движения, сооб-
щаемого ею инструменту, т. е. скорое>ь этого движения не должна следовать
желаемому закону с большой строгостью. Важно только добиться точности конеч-
ного положения фрезерной головки — лишь оно определяет высоту профиля резьбы.
Так как поперечное перемещение этой головки при врезании ограничивается жестким
упором, то требовать высокой точности работы данной кинематической цепи нет
оснований.
То же самое относится к цепи перемещения заготовки в шпинделе перед за-
жатием, поскольку точность осевого положения ее гарантируется специальным
ограничителем.
Требования к кинематической схеме станка
63
Что касается требований к точности кинематической цепи вращения фрезерного
шпинделя, то они определяются лишь тем условием, чтобы чрезмерные зазоры
в сопряжениях элементов цепи или непостоянство угловой скорости фрезы не от-
ражались на чистоте поверхности нарезанной резьбы. Следовательно, небольшие
колебания этой скорости не имеют
практического значения, и поэтому
в приводе фрезерного шпинделя
можно использовать, например,
ременную передачу.
На фиг. 18 изображена кине-
матическая схема резьбофрезер-
ного магазинного автомата. Как
видно из схемы, многие цепи
станка гидрофипированы. Круго-
вая подача шпинделя 9 изделия
и осевая подача фрезерной го-
ловки 13 связаны следуюпц й
цепью: зубчатое колесо 7 на
шпинделе изделия — передаточное
колесо 8 — линейка 2 с рейкой
на верхней грани (установка ли-
нейки соответственно шагу резьбы
микрометрическим винiом <3) —
толкающий шток 11— салазки
фрезерной головки 13. Цепь
замкнута давлением масла на
поршень цилиндра 16, постоянно
прижимающий своим ш током ниж-
ние салазки фрезерной головки к толкателю 11. По указанным выше причинам
в этой цепи отсутствуют элементы, допускающие относительное проскальзывание.
Механизм подачи на глубину фрезерования изображен отдельно на фиг. 19
(нумерация позиций общая с фиг. 18). Быстрое перемещение фрезерной головки /<3
Фиг. 19.
с фрезой 12 осуществляется здесь давлением масла в цилиндре 19. Детали 24 и 25
в это время не соприкасаются. После того как в результате быстрого движения
штока 20 вправо рычаг 24 войдет в соприкосновение с башмаком 25, дальнейшее
поперечное перемещение фрезерной головки 13 будет определяться следующей
кинематической цепью: зубчатое колесо 7 шпинделя (см. фиг. 19) — зубчатое ко-
лесо 29 с кулаком 30 — шток 27 с роликом 28 на одном конце и башмаком 25
64 Разработка кинематической схемы проектируемого станка
(переставляется в салазках соответственно высоте профиля резьбы) — рычаг 24 —
валик 23— шестерня 22 — рейка 21—поршневой шток 20 — шток 18, связанный
с фрезерной головкой. Силовое замыкание цепи—давлением масла на поршень
цилиндра 19. Соответственно циклу поперечной подачи фрезы — врезание в тече-
ние 1/4 оборота заготовки, фрезерование полной глубины резьбы в течение одного
оборота и выход из нитки в течение !/8 оборота — профилирован кулачок 30 и
подобрано передаточное отношение зубчатых колес 7 и 29. Поперечное переме-
щение ограничено здесь упором 17, точно устанавливаемым по лимбу.
Осевое перемещение заготовки в шпинделе 9 перед ее зажатием производится
поршневым штоком 5 гидравлического цилиндра 6. Этот шток упирается своим
концом в торец заготовки, загруженной в шпиндель из лотка 10, и подает ее
вперед до внутреннего буртика зажимной цанги, который таким образом ограни-
чивает осевое перемещение заготовки.
Шпиндель 9 приводится во вращение (на 1/4-f- 1 -f-2/8 = 13/8 оборота) што-
ком 4 с нарезанной на нем рейкой (см. фиг. 18 и 19), сцепляющейся с зубчатым
колесом 7. Необходимый для этого подъем штока 4 вверх производится давле-
нием масла на поршень снизу. Очевидно, что некоторая неравномерность скорости
штока 4 (вследствие, например, пульсации подачи насоса или уменьшения вязкости
постепенно нагревающегося масла, а вместе с тем и увеличения утечек) не отразится
на отношении скоростей вращения шпинделя и осевой подачи фрезы.
Фрезерному шпинделю вращение сообщается от электродвигателя 14 через
трехступенчатую коробку скоростей.
Таким образом, анализу на точность движения целесообразно подвергнуть
в данном случае лишь одну кинематическую цепь — осевых подач фрезы. Для
остальных цепей практической надобности в этом нет.
Рассмотренный способ решения поставленной задачи нередко может оказаться
на практике неудобным потому, что вариант кинематической схемы, характеризую-
щийся наименьшими ошибками движения (при одинаковой точности изготовления
одинаковых деталей и сборки для всех сравниваемых вариантов), сильно уступает
другим возможным вариантам в отношении, например, трудоемкости.
2. Повышение точности изготовления деталей кинематической схемы
и сборки их. Какие звенья и сопряжения схемы требуют повышенной точности,
можно установить посредством анализа точности цепей схемы, а часто и на осно-
вании имеющегося опыта эксплуатации станков. Необходимо, однако, иметь в виду,
что с уменьшением допусков на неточность изготовления возрастает себестоимость
(подробнее этот вопрос рассматривается в курсе „Технология машипостроен 1я“)
и увеличивается процент брака. В отдельных случаях поля допусков, необходимые
для достижения желаемой точности цепи, могут оказаться настолько узкими, что
выдержать их в условиях данного производства практически невозможно по при-
чинам техническим (точность имеющегося оборудования и его оснастки) или эко-
номическим (большое количество трудоемких- пригоночных работ, особенно часто
при мелкосерийном производстве станков и соответственно малом материальном
оснащении его). Поэтому, выбирая этот способ получения должной точности работы
проектируемою станка, следует прежде всего выделить те цепи кинематической
схемы, котсрые влияют на точность обработанного на станке изделия, и затем
рассыпать необходимые и достаточные допуски элементов этих цепей. Расчет до-
пусков удобно производить, пользуясь методом анализа размерных цепей, разрабо-
танным впервые в СССР, особенно в ряде работ (с 1928 г.) проф. Б. С. Балак-
шина. Если не стремиться к полной взаимозаменяемости деталей или предусмотреть
сборку подбором деталей из групп, предварительно рассортированных по признаку
фактической точности изготовления, или допустить экономически целесообразный
объем пригоночных работ при сборке, то можно обеспечить необходимую точность
движений в станке также и при такой точности механической обработки его
деталей, которую нетрудно выдержать в условиях данного произведет ва.
В пользу э!ого пути решения поставленной задачи — его можно назвать техно-
логическим — говорит то обстоятельство, что, как показали исследования, произ-
Требования к кинематической схеме станка 65
веденные ЭНИМС в 1944 г. (канд. техн, наук X. М. Еникеевым и др.), в станках
нормальной точности количество деталей, подлежащих изготовлению по высокому
классу точности, относительно мало.
С другой стороны, существенный недостаток рассматриваемого способа заклю-
чается в том, что независимо от величины принятых допусков на изготовление
и сборку цепей станка достигнутая точность движения с течением времени теряется.
Это обусловлено непрерывным увеличением зазоров между звеньями цепи вслед-
ствие износа поверхностей трения на направляющих и в опорах, профилей
зубьев зубчатых колес, витков ходовых винтов и гаек, червяков и т. д.
3. Применение конструктивных средств, обеспечивающих при вы-
бранной кинематической схеме станка не только требуемую начальную точность
его движения, но и сохранение ее в течение достаточно длительного срока
эснлуатации станка. Такой путь расширяет возможности выбора между вариан-
тами схемы и делает ненужным сужение полей допусков на изготовление ряда
деталей станка.
Одно из средств, имеющихся в распоряжении конструктора, — назначение для
срабатывающихся ответственных в отношении точности деталей таких материалов
и такой термообработки, которые сообщают большую износостойкость поверх-
ностям трения. Поэтому, например, в современном станкостроении широко приме-
няют закалку с нагревом пламенем или токами высокой частоты направляющих
станин (см. § 18), закалку с нагревом токами высокой частоты зубьев колес ответ-
ственных передач, азотирование шеек главных шпинделей и т. п.
Иногда нужная точность движения достигается надлежащим выбором размеров
некоторых элементов кинематической цепи. Например, диаметр и число зубьев дели-
тельных колес зуборезных станков, работающих по способу обкатки, т. е.
с непрерывным делительным движением, стремятся брать возможно большими
(см. стр. 268), так как при существующих допусках на неточность изготовления
зубчатых и червячных колес с увеличением их диаметров ошибки зацепления умень-
шаются. Однако эта мера дает эффект лишь в течение первого периода работы
станка; по мере износа деталей делительной передачи зазоры в ней возрастают,
и точность всей делительной цепи уменьшается.
Наиболее действенным и удобным средством обеспечения точности движения
конечных ведомых звеньев кинематических цепей служат компенсаторы—специаль-
ные детали или устройства, которые доводят до необходимого минимума влияние
источников ошибок движения. Обычно компенсаторами называют устройства для
уничтожения погрешностей движения, обусловленных увеличением зазоров в резуль-
тате износа (истирания) сопряженных поверхностей часа ей машины. Однако к этой
группе можно отнести и такие устройства, которые компенсируют ошибки изгото-
вления деталей машины.
Так как источники ошибок движения оказывают свое влияние в течение всего
времени работы станка (ошибки зубчатых и червячных колес, резы'ы винтов и
червяков, зазоры в опорах, шарнирах и т. д.), то в принципе следовало бы тре-
бовать, чтобы всякий компенсатор также действовал непрерывно, т. е. следовало бы
конструировать все компенсаторы как автоматически регулирующие устрой-
ства. Однако практически это не всегда целесообразно: некоторые факторы влияют
на точность работы механизмов станка очень медленно (например, износ напра-
вляющих или опор), вызываемые ими ошибки движения долго остаются в допусти-
мых границах, а автоматизация работы компенсирующего устройства обычно ослож-
няет его конструкцию. Поэтому компенсаторы конструируют либо как автомати-
ческие— для непрерывною действия, либо как неавтоматические, регулируемые
вручную—для периодического действия, в зависимости от того, насколько чув-
ствительно отражается влияние того или иного источника ошибок движения на
точности (иногда, в отделочных и доводочных станках, также на качестве поверх-
ности) изделия, обработанного на станке.
Типичный пример компенсирующего устройства, непрерывное автоматическое
действие которого обязательно, представляет коррекционная линейка высокоточного
5 Ачеркаи 1386
6В
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
токарно-винторезного или резьбошлифовального станка. Для получения в результате
обрабоихи на таком сганке резьбы весьма точного, одинакового по всей ее длине
шага необходимо точное равномерное движение подачи супорта с инструментом
или стола с заготовкой, несмотря на неизбежные погрешности шага резьбы ходо-
вого винта в цени подач. Назначением коррекционной линейки и является компен-
сация этих погрешностей. Она компенсирует также погрешности движения супорта
или стола, обусловленные ошибками положения ходового винта. Конструкции кор-
рекционных устройств рассматриваются в § 58, а принцип работы их известен
из раздела „Кинематика С1анков“.
Тот же принцип лежит и в основе устройства с коррекционным диском для
компенсации первоначальных погрешностей зацепления делительной передачи зубо-
резного станка. Схема устройства изображена на фиг. 20. Червяк 1 получает
здесь небольшие добавочные осевые перемещения от коррекционного диска 3,
заклиненного на валике червячного колеса 2. Кривая а диска воздействует на конец
рычага 4, который другим своим концом упирается в шайбу 5 (или в торец втулки
и т. п.), жестко закрепленную на валике червяка 1. Давление пружин 6 замы-
кает цепь 3 —4—5. Кривая а построена соответственно погрешностям червячной
передачи 1—2 таким образом, что они с высокой точностью компенсируются осе-
выми перемещениями червяка.
В большинстве случаев компенсаторы имеют иное назначение — уничтожать
чрезмерно большие зазоры в передачах, подшипниках, направляющих и т. п.
и таким образом замыкать кинематическую цепь. Иначе под действием перемен-
ных по величине и направлению усилий во время работы станка точность дви-
жений его частей, например, шпинделя, супорта, стола и т. д., не могла бы быть
достигнута. Такие компенсаторы также могут быть сконструированы как непре-
рывно действующие; однако в отличие от коррекционных устройств они не ком-
пенсируют погрешностей, обусловленных неточностью изготовления и сборки.
Поэтому во многих случаях компенсаторы этого рода конструируют не как автома-
тические, а как периодически регулируемые от руки. Примеры таких компенса-
торов изображены на фиг. 21 и 22.
В конструкции по фиг. 21 (червячное колесо привода управляющего вала не-
большого токарного автомата) зазор в зацеплении червяка с червячным колесом
может быть уменьшен до желаемой величины относительным поворотом половин
1 и 2 колеса, для чего нужно предварительно отпустить три винта 3. Регули-
ровка производится винтом 4. Этот способ компенсации зазора в червячном заце-
плении используется, например, также в делительных головках и в делительных
передачах некоторых зубообрабатываюших станков.
Конструкция по фиг. 22 (червячная передача в приводе круглого стола бескон-
сольного вертикально-фрезерного станка) по принципу действия аналогична изо-
браженной на фиг. 21. Два одинаковых червяка 1 и 2, связанных конической
зубчатой передачей с отношением 1:1, позволяют уничтожить чрезмерный зазор
Требования к кинематической схеме станка
67
в зацеплении подвинчиванием регулировочной гайки 3. В установленном положе-
нии гайка стопорится замком 4.
Широко используются компенсаторы для регулирования зазоров в подшипниках
главных шпинделей, в направляющих салазок, супортов, столов и в других сопря-
жениях поверхностей, от зазоров между которыми зависит точность движения
соответствующих элементов кинематических цепей станков. Здесь применение не-
прерывно действующих автоматических компенсаторов возможно, часто — целе-
сообразно (например, в опорах шпинделей точных станков), однако не необходимо
по причине, указанной выше (стр. 66). Поэтому, например, автоматическая регу-
лировка зазора в подшипниках скольжения главных шпинделей постоянно прило-
женным давлением пружины или масла (см. фиг. 354) применяется в современных
станках значительно реже, чем периодическое регулирование от руки (см.
фиг. 355 и др.).
Напротив, в опорах главных шпинделей с подшипниками качения такой способ
компенсации игры используется довольно часто, главным образом в шлифовальных
станках (см. § 52 Д и фиг. 381).
Точно так же от руки по мере надобности регулируются клинья в направляю-
щих. компенсирующие износ последних (см. § 22).
В тех случаях, когда точность движения ведомого звена кинематической цепи
сама по себе не имеет значения, а важно лишь его конечное положение, приме-
няются различного рода ограничители хода — упоры, остановы, фиксаторы. Кон-
струкции их рассматриваются в гл. XII и XIV.
К станкам, предназначаемым для чисп вой обработки, предъявляется также
требование плавности передачи движения рабочим органам станка—шпинделю,
супорту, столу и т. п., так как от степени этой плавности в значительной мере
зависит чистота обработанной поверхности; поэтому, например, в цепях привода
подач oxoiho используют червячную передачу--она обеспечивает большую плав-
ное 1ь хода супорта и т. д. за счет самоторможения и гашения благодаря этому
возникающих колебаний. Этим же соображением объясняется частое применение
ременной передачи в приводе шпинделя шлифовальных и доводочных станков.
68
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
§ 13. ОСНОВНЫЕ ФАКТОРЫ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ СТРУКТУРУ КИНЕМАТИЧЕСКИХ
ЦЕПЕЙ СТАНКА
Каждая кинематическая цепь станка имеет свое строго определенное функцио-
нальное назначение. Между тем сравнение кинематических схем станков, близких
по типо-размеру, показывает, что их цепи, совершенно одинаковые по назначению,
нередко сильно различаются по своей структуре. Это объясняется двумя основ-
ными причинами:
1. Задача преобразования движения может быть решена, как правило, различ-
ными способами. При этом число возможных решений тем меньше, чем большему
количеству условий должна удовле-
творять кинематическая цепь, пре-
образующая движение.
2. Количество различных меха-
низмов, сочетаниями которых можно
осуществить требуемый закон дви-
жения соответствующего элемента
станка, более или менее значительно
(оно зависит от закона движения);
поэтому может быть очень большим
число таких разнообразных комби-
наций этих механизмов, которые
одинаково удовлетворяют поставлен-
ной кинематической задаче.
Отсюда следует, что для пра-
вильного выбора структуры кине-
матической цепи и составляющих ее
звеньев необходимо иметь прежде
всего точное и полное представление
о назначении этой цепи и рабочих,
холостых и установочных движениях,
которые должно совершать ее ко-
нечное ведомое звено во время
работы и при наладке станка. Не-
обходимо, кроме того, знать границы возможного и целесообразного исполь-
зования различных механизмов, применяемых в современном машиностроении:
верхний и нижний пределы передаточного отношения, закономерность его из-
менений, если это отношение непостоянно (кулисные, мальтийские, звездча-
тые и другие передачи); возможности реверсирования; потери энергии, сопутствую-
щие преобразованию движения, и т. д. Иначе говоря, чтобы построить кинемати-
ческую схему проектируемого станка, нужно располагать характеристиками движе-
ний начального ведущего и конечного ведомого звеньев каждой цепи, с одной
стороны, кинематическими и экспуатационными характеристиками различного рода
механшмов, используемых в современных машинах-орудиях (не только в станках) —
с другой.
А. Основными характеристиками движений, влияющими на выбор структуры
кинематической цепи и составляющих ее механизмов, являются:
1. Траектории начального и конечного звеньев цепи. Движе-
ние их может быть вращательным, прямолинейным, винтовым и т. д. Исходное
движение (начального звена цепи) — большей частью вращательное, реже прямоли-
нейное (например, в механизмах управления—передача с рейки на зубчатое ко*
лесо). Так как движения этого рода можно преобразовать во вращательное же
или прямолинейное посредством наиболее простых по конструкции механизмов,
то движения сложного характера приводятся к двум названным. Например, при
фрезеровании по копиру поверхностей штампов, прессформ и т. п. необхо-
димое сложное движение инструмента относительно заготовки получается в неко-
Факторы, определяющие структуру кинематических цепей станка 69
торых копировально-фрезерных полуавтоматах посредством вращений в одну и
другую сторону трех взаимно перпендикулярных ходовых винтов, т. е. слагается
из трех прямолинейных движений параллельно осям прямоугольной системы коор-
динат (см., например, фиг. 23 (/•—/, 2—2, 3—3), копировально-фрезерный полу-
автомат модели 6441А с электромеханическим управлением по системе Т. Н. Со-
колова).
На том же принципе основано управление двумя взаимно перпендикулярными
винтами — продольной и поперечной подач — крестового супорта токарного станка
при обточке фасонных деталей или крестового стола долбежного станка при обра-
ботке поверхностей сложного профиля.
В копировально-фрезерном полуавтомате сложная плоская траектория оси фрезы,
необходимая для обработки некоторых деталей часовых механизмов, осуществляется
сложением двух более простых плоских движений. Как видно из схемы по фиг. 24,
кронштейн, несущий фрезу, и столик с заго-
товкой получают здесь вращение вокруг раз-
личных осей от двух кулачков. Кривые их по-
строены с таким расчетом, чтобы фреза двига-
лась по требуемой траектории относительно
заготовки. Следует заметить, что движение по
сложной плоской кривой, необходимое, напри-
мер, для обработки плоских кулачков, фасонных
шаблонов и т. п., можно осуществить и без
разложения на два взаимно перпендикулярных
прямолинейных движения (см. ниже).
В зависимости от рода движения обоих ко-
нечных звеньев кинематической цепи для пре-
образования движения в станках используются
следующие передачи и механизмы:
а) Для преобразования вращательного движения во вращательное же:
при параллельных осях ведущего и ведомого валов — передачи ременная, цеп-
ная, цилиндрическим,: прямозубыми или косозубыми колесами;
при пересекающихся осях обоих в 1лов - передачи коническими колесами
прямозубыми или с криволинейными зубьями, редко ременная, фрикционная (ди-
сками трения) или плоскоцилиндрическая передача (цилиндрическое и плоское
зубчатые колеса);
при скрещивающихся осях обоих валов — передачи червячная, с цилиндрическими
винтовыми колесами, гипоидная; гидравлическая передача, состоящая из насоса и
гидромотора для вращательного движения, может быть применена при любом отно-
сительном расположении ведущего и ведомого валов.
б) Для преобразования вращательного движения в прямолинейное —
передачи: шестерня — зубчатая рейка, червяк — червячная или зубчатая рейка,
винт — гайка, кривошипно-шатунная, кулисные различных типов, кулачно-рычаж-
ные, гидравлическая. В единичных станках прямолинейное движение стола или
салазок осуществляется посредством каната, который наматывается на вращаю-
щийся барабан (см. § 61).
в) Преобразование прямолинейного движения во вращательное при-
меняется в станках сравнительно редко, главным образом в механизмах управления.
Для этой цели используется обычно передача, состоящая из рейки и зубчатого
колеса. Для периодических поворотов, если исходное движение — прямолинейное
(например, при поворотах револьверной головки), в кинематическую цепь вводят
крш.ошиппо-шатунную, кулачную или храповую передачу.
г) Преобразование вращательного движения в плоское по криволи-
нейной траектории может быть осуществлено при помощи плоского копира
соответствующей формы, как это является обычным, например, для копировально-
фрезерных станков, или пантографа (гравировально-фрезерные станки). Приме-
няются также сочетания панюграфа с копирами (полуавтоматы для обработки кулач-
70 Разработка кинематической схемы проектируемого станка
кое распределительных валиков двигателей внутреннего горения) и более или
менее сложные рычажные системы.
л Аналогично для преобразования прямол инейного движения в плоское
по криволинейной траектории, например, в механизмах подачи токарных
станков при обточке фасонных тел вращения, используются копиры (копирные
линейки), форма которых определяется требуемой кривой пути инструмента и т. и.
В обоих последних случаях (пункты „г“ и „д") движение по криволинейной траекто-
рии получается сложением по крайней мере двух простых движений, например прямо-
ли! ейного и вращательного или двух прямолинейных движений. Так, при токарной
обработке фасонных тел вращения сложное движение резца относительно поверх-
ности заготовки получается в результате сложения двух движений—продольного
движения каретки супорта и поперечного движения верхнего супорта с резцом.
В большинстве случаев кинематические цепи станков составляются из различ-
ных сочетаний перечисленных выше механизмов. Выбор их определяется специфи-
ческими эксплуатационными особенностями этих механизмов, известными из курса
„Детали машин", а отчасти рассматриваемыми в дальнейших главах, и другими
характеристиками требуемого движения. Последние могут сделать необходимым
включение в цепь специальных механизмов, например, для реверсирования движения,
для сообщения ему периодичности или определенной закономерности изменений
скорости и т. д.
2 Величина передаточного отношения1 кинематической
цепи. Так как требуемое полное передаточное отношение цепи может быть разло-
жено на частные передаточные отношения различными способами, то необходимое
понижение (редукцию) или повышение (мультипликацию) скорости от начального
ведущего звена к конечному ведомому почти всегда возможно осуществить по-
средством нескольких различных механизмов. Для сильного понижения используются
червячные передачи, планетарные механизмы, ряд зубчатых передач, включенных
в кинематическую цепь последовательно, передачи винтом и гайкой, червяком и
рейкой либо сочетания этих механизмов. Выбор решения определяется величиной
требуемого понижения, к. п. д. различных вариантов и' степенью легкости изго-
товления.
Передаточные отношения кинематических цепей с повышением скорости к ко-
нечному звену в станках большей частью невелики и поэтому могут быть осуще-
ствлены с помощью простых механизмов, перечисленных в п. А. Нередко можно
избежать большого повышения числа оборотов путем выбора достаточно высокой
скорости исходного движения. Например, для привода шпинделя быстроходного
станка удобно иногда применить трехфазный электродвигатель с псикхр >
>3000 об/мин — двигатель, работающий на повышенной частоте, или со статором-
ротором (см. также § 14). В связи с развитием в последние годы методов обра-
ботки с очень высокими скоростями резания в приводе станков получают распро-
странение высокочастотные электродвигатели. Построенные в Союзе ССР двига-
тели этого рода, работающие с числами оборотов, которые составляют много де-
сятков тысяч в минуту, дали в эксплуатации хорошие результаты.
Цепи подач многих станков должны давать очень сильно различающиеся по
величине скорости, низкие - для рабочих подач и высокую — для быстрых („уско-
ренных") холостых ходов. Это достигается обычно либо выключением части пони-
жающих передач из кинематической цепи при переключении супорта, стола и т. д.
на холостой ход, т. е. разветвлением цепи, либо применением для рабочих подач
и холостых ходов отдельных кинематических цепей.
3. Постоянство передаточного отношения при каждой настройке
кинематической цепи. Если такое требование предъявляется (винторезные цепи,
1 передаточным отношением называется в дальнейшем отношение числа об'мин
ведомого вала к числу об/мин ведущего, передаточным числом — обратная вели-
чина. Определения .большое", „малое" передаточное отношение или число относятся
к арифметическому выражению этих величин; например, если z'i == 1 : 5, а /а=1:2, то Za
больше, чем z'i.
Факторы, определяющие структуру кинематических цепей станка 71
цепи обкатки, диференциальные цепи зуборезных станков), то в соответствующей
кинематической цепи не должны применяться механизмы с передаточным отноше-
нием, колеблющимся в зависимости от нагрузки и под влиянием других причин,
т. е. ременные, фрикционные, гидравлические передачи, а также (| рикционные
муфты.
4. Регулирование передаточного отношений кинематической
цепи. Понятно, что цепь получается при прочих одинаковых условиях более про-
стой, если ее передаточное отношение должно оставаться при всех настройках
станка неизменным.
Иногда оно должно изменяться, следуя определенному закону, как это, напри-
мер, имеет место для цепей подач автоматов или полуавтоматов, которые, как
известно, работают по циклу. В подобных случаях в зависимости от кривой ско-
ростей цикла в кинематическую цепь необходимо ввести либо механизм с изме-
няемым передаточным отношением — кулачно-рычажную передачу, бесступенчатый
редуктор и т. п., либо несколько механизмов, включаемых в те моменты времени
и в той последовательности, которые определяются циклом работы станка.
Последнее решение очень широко применяется также в таких станках, у кото-
рых скорость главного движения и скорость подачи остаются в течение каждой
отдельной операции постоянными, но при выполнении различных операций должны
иметь различные по величине значения.
Непрерывное бесступенчатое изменение переданного отношения кинематиче-
ской цепи в процессе выполнения операции бывает надобно или желггельно
в сравнительно редких случаях, как, например, в цеп i привода шпинделя токарно-
отрезного станка. Такое изменение может быть осуществлено посредством бессту-
пенчатого привода — механического, электрического или гидравлического. Регули-
рование плавно изменяемой скорости должно происходить в подобных случаях
автоматически.
5. Постоянство или переменность направления движения,
конечного звена кинематической цепи. Если движение какого-либо элемента станка
должно происходить как в одном, так и в другом, противоположном направлении,
то в соответствующей кинематической цепи должен быть предусмотрен механизм,
позволяющий реверсировать движение. Выбор такого механизма зависит до известной
степени от частоты и периодичности реверсирования (см. §71). Его местоположе-
ние в кинематической цепи часто определяется тем, что направления движения
части ее звеньев до определенного места должны оставаться неизменными.
Прямолинейное возвратно-поступательное движение при длине хода примерно
до 1000—1200 мм может быть осуществлено посредством кривошинно-шлуниого
или кулисного механизма. При таком приводе надобность в особом реверсирующем
устройстве, очевидно, отпадает. При большей длине хода применение этих меха-
низмов приводит к конструктивно неудобному решению; поэтому в подобных
случаях прямолинейное движение осуществляют нрл помощи других механизмов,
например зубчатого колеса или червяка с рейкой, ходового винта с гайкой, и вво-
дят в кинематическую цепь какое-либо устройство для реверсирования движения.
При малой длине хода возвратно-поступательного движения часто может ока-
заться наиболее удобной кулачно-рычажная передача (пример — поперечные сунорты
токарных автоматов и многорезцовых токарных счанкон).
Реверсирование главного вращательного движения необходимо в станках мно-
гих типов. Иногда оно требуется для выполнения различных операций (например
для нарезания правых и левых резьб на токарно-винторезном станке), иногда при
выполнении одной операции шпиндель должен вращаться в течение некоторого вре-
мени в одну сторону, затем — в противоположную (например при нарезании резьбы
метчиком на сверлильном станке). В обоих случаях шпиндель совершает более пли
менее значительное число оборотов в каждом направлении, и для реверсирования
его в кинематическую цепь вводят обычно какой-либо механизм.
Если кинематическая цепь приводится от отдельного электродвигателя и при
реверсировании ее конечного ведомого звена может быть допущено изменение.
72
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
направления движений также всех остальных звеньев цепи, то нередко наиболее
простое решение достигается применением в приводе реверсивного электродвига-
теля. Надобность в каком-либо механическом реверсирующем устройстве при этом,
естественно, отпадает.
В гидравлических цепях реверсирование движения осуществляется переключе-
нием направления циркулирующего в ней потока масла поворотом крана, переме-
щением золотника и т. п. Управление этими распределительными органами гидро-
системы большей частью автоматическое.
Способы реверсирования движений и наиболее распространенные в станках
реверсирующие устройства подробнее рассмотрены в главе XIII.
6. Непрерывность или периодичность движения. Для осуще-
ствления движений, происходящих непрерывно в течение более или менее длитель-
ного отрезка времени, в большинстве случаев достаточны механизмы, перечислен-
ные выше в п. 1.
В цикл работы некоторых станков входят такие холостые движения, которые
должны совершаться лишь периодически. Таковы, например, движения подачи
в строгальных и долбежных станках, подачи на глубину резания („на стружку”)
в шлифовальных станках, движения периодического деления в зуборезных стан-
ках при работе дисковой или пальпевой модульной фрезой, делительные (индек-
сирующие) движения в револьверных станках и автоматах (повороты револьвер-
ной головки), в многошпиндельных автоматах и полуавтоматах (повороты шпин-
дельного барабана или стола), в многопозиционных станках различных типов
(повороты стола). Все движения этого рода имеют целью переместить заготовку
или инструмент в новое относительное положение, поэтому закономерность
изменения скорости во время этого движения сама по себе безразлична; в этом
отношении важно лишь, чтобы было обеспечено достаточно точное конечное поло-
жение соответствующей части станка — супорта, стола, головки, шпиндельного
барабана и т. п. — и чтобы это периодическое движение происходило без резких
толчков и жестких ударов. Кроме того, такие движения должны завершаться, как
все вообще холостые хода, по возможности в короткое время.
Для осуществления движения указанного вида в кинематическую цепь вводят
мальтийскую передачу или храповой механизм либо включают цепь в работу на
соответствующее короткое время при помощи сцепной муфты или пуская электро-
двигатель, если эта пень приводится от отдельного двигателя. Применяемые
в станках механизмы для периодических движений, рассмотрены в главе XII.
Кинематические и эксплуатационные характеристики различных механизмов, из
которых составляются кинематические цепи станков, указаны в дальнейших гла-
вах, попутно с описанием этих механизмов.
§ 14. УКАЗАНИЯ ПО РАЗРАБОТКЕ КИНЕМАТИЧЕСКИХ СХЕМ СТАНКОВ
Многочисленность факторов, влияющих в каждом отдельном случае на струк-
туру кинематической схемы проектируемого станка, позволяет дать лишь некото-
рые общие указания по разработке схемы. Иногда специальные эксплуатационные
требования, предъявляемые к станку, вынуждают отступать от формулирован-
ных ниже общих правил.
А. Кинематическая цепь содержит тем меньше передач, чем меньше при про-
чих одинаковых условиях различаются скорости ведущего и ведомого звеньев ее;
поэтому упрощения цепи можно нередко достигнуть, уменьшая степень осуще-
ствляемого ею понижения или повышения скорости.
Это указание относится главным образом к тем случаям, когда конечное ведо-
мое звено цепи должно иметь очень высокую скорость. Так, напримеп, если
шпиндель станка должен вращаться с числом оборотов в несколько десятков
тысяч в минуту, то кинематическая цепь получится более простой при примене-
нии в приводе электродвигателя с пС!1Нхр 3000 об/мин. Аналогично при необхо-
димости большого понижения скорости иногда окажется выгодным использовать
Разработка кинематических схем станков
73
двигатель с п.синхр — 1000 или 750 об/мин вместо более распространенных в стан-
ках двигателей с псинхр = 1500 или 3000 об/мин.
При решении этого вопроса нужно учитывать, что габариты и вес двигателя
гем больше, чем меньше при одной и той же мощности его число оборотов (для
многоскоростных двигателей — число оборотов на самой низкой ступени) и что
получение псинхр > 3000 об/мин у трехфазных двигателей связано с осложнением
электрической части привода.
В станках для скоростной обработки, с высокими числами оборотов шпинде-
лей, в последнее время находит применение следующий
магической схемы привода главного движения: верхние
(высокие) числа оборотов шпинделя нотучаются через
наименьшее число передач коробки скоростей, сред-
ние числа оборотов — путем дополнительного включения
одного зубчатого перебора, нижние числа оборотов — че-
рез два перебора (см., например, стр. 290). Благодаря
тому, что при такой кинематической схеме в передаче
Зращения шпинделю при высоких числах его оборотов
участвует наименьшее число передач и валов с опора-
ми, к. п. д. привода получается достаточно хорошим
также и на верхней части диапазона скоростей шпинделя.
Б. Полное передаточное отношение z кинематиче-
ской цепи можно разложить на частные передаточные
отношения
Z — Ut-UfUz . ..ик,
принцип построения кине-
где каждый множитель Uy отвечает отдельному механизму, а индекс j указывает на
место механизма в цепи (его порядковый номер), считая по направлению от начального
ведущего звена к конечному ведомому. При числовых значениях Пу, выбранных
s соответствии с намеченными типами механизмов, разложение i можно произвести
многими различными способами. Из всех возможных вариантов разложения наиболее
выгодным в конструктивном отношении является, вообще говоря, тот, при кото-
ром множители Uj расположены в порядке уменьшающихся величин, т. е. при
котором
> zz3 > иа > . .. > и
(14.2)
так как при этом числа оборотов валов, последовательно связанных передачами,
убывают медленнее в понижающих цепях и возрастают быстрее в повышающих,
чем при всяком ином расположении Uy. Действительно, для вала с порядковым
вомером J число Лу об/мин
П/ = л, -Uj u2 . .. uj _ i (14.3)
тем больше, чем больше множители и2, и2, .. . Uj_ i, т. е. наибольшие значения
л2 = л; Ui, п3 — Wj-Wj, ni = ni-ul-u2-u3,. . получаются при соблюдении усло-
вий (14.2).
Следовательно, если, например, требуется редукция , то из разложений, воз-
можных при составлении кинематической цепи из двух цилиндрических зубчатых
передач в одной червячной,
_i_ _ _i_ 1 1 _ 1 1 _ j 2 1 L 2 1 J = 2 . ~1. 1
48) ~ L ' 4 ’ *30 ~ 2 ’ 60 ' 4 ~ 4 ‘ 2 ’ 60 ~ 4 ’ 60 ’ 2 ~ 60 ’ 2 ’ 4 60 ’ 4 ’ 2
наиболее целесообразным будет первое (схе.ма на фиг. 25).
Это правило основано на том соображении, что многие размеры деталей меха-
низмов кинематической цепи, передающей некоторую мощность N, по мере умень-
шения чисел п об/мин увеличиваются. Например, поперечное сечение вала возра-
з
стает обратно пропорционально V л2. Действительно, диаметр d вала (сплошного
•74
Разработка кинематической схемы проектируемого станки
сечения), подвергающегося одновременному действию моментов изгибающего М
и крутящего Л\, определяется при расчете на усталость формулой
(/=2,17
3 /’1 (В МтР-+и ,
у------------------жж.
(14.4)
п'
Здесь Мт и Мк.т — средние значения изгибающего и крутящего моментов в кгмм’,
В и В/с — коэфициенты, учитывающие цикл изменения напряжений и влияние кон-
центрации напряжений соответственно при изгибе и при круче-
нии; о_х •—предел выносливости материала при изгибе с сим-
метричным циклом в кг/мм2’, п'—принятый запас прочности.
Пусть вал передает мощность N кет. при п об/мин; тогда
крутящий момент Мкт— 975 000 — кгмм. Наибольший изгиба-
ющий момент при обозначениях фиг. 26: Мт — Р , где Р—
D г. '-Мкт
окружное усилие па радиусе у, т. е. Р = —; следова-
тельно, Л1т = Мкт или также Мт = с-Мкт, где с=2 ~у-.
п' от угловой скорости вала не зависят, то формулу (14. 4)
виде
Фиг. 26.
Так как a_i
можно написать
„ ________________6 ___________3 __
d —СгУ (В. с • ЛД,„)24- (Вк. Мкту = Сх У (В-сУ+Вумкт
(14.5)
ИЛИ
зг____
d = С2У № кт. 1
(14. 6)
б__________
где множитель С2 = Сх У (В-с/2 -ф В2 от п не зависит. Подстановка сюда Мкт =
N
= 975 000 — кгмм дает для диаметра d вала выражение
d = С31/" — или при W — const d = С 5-^ . (14. 7)
п Vn
Следовательно, сечение вала обратно пропорционально при прочих одинаковых
условиях величине пл .
Из формул для расчета величины т модуля зубчатого колеса по напряжениям
изгиба и напряжениям в поверхностных слоях зуба следует, что при прочих оди-
3,—
паковых условиях модуль оорагно пропорционален п, где и здесь п —
число оборотов в минуту. Так как наружный диаметр колеса D = иг (с -ф 2),
где z— число зубьев, то габарит колеса D-b — б (с -ф 2) т2 при ф == - = const
2
обратно пропорционален пА .
Для ременного шкива диаметром D мм и шириной b мм наибольший переда-
ваемый крутящий момент
71Д =.- Апах— кгмм, (14. 8)
где ртах — наибольшая допускаемая нагрузка ремня в кг1мм. Отсюда
шкива
„ , 2Аф 2-975000/V 1 .
D-b ~ —- —--------------- • — мм2
Ртах Гпгах п
габарит
(14.9)
обратно пропорционален при N = const и /?шах = const числу п об/мин вала, на
котором закреплен шкив.
И
в
6
Разработка кинематических схем станков
75
Лналотично изменяются в зависимости от числа оборотов в минуту размеры
деталей также различных других механизмов кинем i гических цепей. Поэтому в це-
лях уменьшения габаритов механизмов станка и экономии материалов на их изго-
товление понижение (редукцию) скорости выгодно при выбранной структуре кине-
матической цепи замедлить, т. е. располагать в н;й передачи в таком порядке,
чтобы числа оборотов вала убывали как можно медленнее. По тем же причинам
в кинематических цепях с постепенным повышением чисел оборотов передачу
с наибольшим передаточным отношением целесообразно включать в цепь воз-
можно ближе к ее начальному ведущему звену, и г. д.
Насколько сильно повлияет порядок расположения передач на размеры дета-
лей механизмов кинематической пени, можно легко выяснить в каждом отдельном
а) б)
Фиг. 27.
случае, пользуясь подсчетами, подобными приведенным выше, или по еще более
упрощенным формулам.
При малых различиях между отдельными значениями порядок расположения
отвечающих им передач в кинематической цепи практически безразличен, если он
не предопределяется какими-либо особыми соображениями (см. ниже).
От указанного выше общего правила приходится отступать, если наивыгодней-
шее расположение передач сильно осложняет эксплуатацию или обслуживание
станка. Например, из трех схем привода шпинделя, изображенных на фиг. 27,
заслуживает предпочтения последняя (фиг. 27, в), при которой легко возможно
консольное крепление приводного шкива, так как при ином ртсположении его
(фиг. 27, а и б) смена клиновых ремней обычно требует довольно значительной
разборки. При разложении общего передаточною отношения кинематической цепи
обстоятельства такого рода следует обязательно принимать во внимание.
В. Кинематическая цепь должна нередко осуществлять различные числа пг,
п„,. . . ,пг об/мин конечного ведомого звена при постоянном числе /г0 об/мин на-
чал, пого в'дущего. Эго возможно сделать ратличными способами. Можно, напри-
мер, включить в цепь одну сменную передачу (пару сменных зуб |атых колес или
uik iBob; с постоянным межцентровым расстоянием, позволяющую установить пере-
даточные отношения м2, . . . , и„ пропорциональные требуемым значениям nv
п.,, . . . , п2. Для этого потребуется не менее z сменных колес или шкивов при
четном числе z ступеней скорости и не менее (г Д- 1) при нечетном г (см. стр. 771.
Необходимое число передач можно нередко уменьшить, особенно при больших
количествах ступеней, вводя в кинематическую цепь несколько механизмов с по-
стоянными передачами, которые дают рх, р2, ... , pw различных передаточных
отношений, причем
Pi-Pt. • • • Pw = z. (14.10)
Каждое из требуемых передаточных отношений цепи получается при опреде-
ленной комбинации п> редаточных отношений этих механизмов. Если рх отноше-
ний первого механизма устанавливаются посредством рх пар зубчатых колес,
76
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
рг отношений второго механизма — посредством р2 пар колес и т, д., то обще*
число зубчатых колес в этих механизмах равно
2 (Pi + Рг + • • + Рш) = (14.11)
Наиболее экономным в отношении числа колес будет то решение, при кото-
ром сумма 5;,- имеет минимальное значение. Определение экстремума в данном
случае приводит к результату [13]:
Pi = Pi =
(14.12)
= /+ = /> = ?•?
В том, что это условие действительно обеспечивает минимальное значение
суммы SK при выбранном значении то, можно легко убедиться в каждом случае,
произвольно изменяя значения ру.
Таким образом, в кинематической цепи,
которая должна давать z различных отноше-
ний /у, устанавливаемых при помощи заранее
выбранного числа ® механизмов с постоян-
ными (не сменными) передачами и изменяе-
мыми независ имыми передаточными отно-
шениями Uy, количество передач будет наимень-
шим, если числа передач во всех тю механиз-
W
мах одинаковы и равны \/ z. Так, например,
коробка на z = 64 ступени подачи при w = 3
независимых группах передач 1 в ней получится
наиболее экономной в отношении общего числа
зубчатых колес, если каждую группу составить
з—
из р = 64 = 4 передач (фиг. 28); при
этом 64 = 4-4-4, и число колес коробки
Фиг. 28.
SK = 2w-p ~ 24. При любых других числах постоянных передач между валами
lull, II и III, III и IV общее количество зубчатых колес будет больше; например,
при варианте 64=2-4-8 число колес было бы = 2 (2 ф-48) = 28.
Если отказаться от назначения заранее количества w групп передач [следова-
тельно, и числа (тоф- 1) валов и расточек в корпусе коробки], чтобы отыскать
те величины обоих параметров р и то, при которых количество SK зубчатых колес
коробки будет наименьшим, то можно доказать [14], что это будет при усло-
виях w = In z и р — е, следова!ельно,
SK = 2р - w = 2е • In z,
(14.13)
где е — основание натуральных логарифмов. Это показывает, что наиболее рас-
пространенные в практике станкостроения значения р = 2 и р = 3 оправданы не
только конструктивными соображениями: эти числа наиболее близки к теоретиче-
ски наивыгоднейшей величине р =е^ 2,7.
Необходимо иметь в виду, что указанное правило не распространяется на
такие механизмы, отдельные группы которых состоят из сменных передач. Так.
для взятого примера при z == 64 и одной группе сменных передач (однопарная
гитара между двумя валами) при варианте 64 = 4 - 4-4 число колес SK = 2 (4 ф- 4)-ф
-[-4 = 20, при варианте 64=2-4-8 SK = 2 • (2 ф- 4) ф- 8 ~ 20, т. е. в отноше-
нии числа зубчатых колес оба варианта равноценны, а постоянных передач во
второе коробке даже меньше, чем в первой: соответственно SIC = 12 и S, = 16.
При разработке кинематической схемы от указанного выше распределения пе-
редач приходится нередко отступать по ряду причин.
1. Приведенный выше вывод сделан в предположении, что стоимость передачи
не зависит от того, в какой из групп она находится. Между тем обычно, а осо-
1 Группой называется здесь и в дальнейшем совокупность передач между двум»
последовательными валами коробки или редуктора.
Разработка кинематических схем станков 77
бенно в тяжелых станках, передачи, расположенные в кинематической цепи ближе
к шпинделю, имеют большие модули и другие размеры, следовательно, и стои-
мость этих передач выше. Поэтому нередко предпочитают брать количество пере-
дач большим ближе к приводному валу, меньшим ближе к шпинделю.
Те же экономические соображения делают нередко целесообразным противо-
положное распределение передач в группах приводного механизма станков для
скоростной обработки, если в нем применяются передачи, повышающие от элек-
тродвигателя к шпинделю.
2. Число р— \/z лишь редко бывает целым, поэтому необходимо округлить
одни значения р в большую сторону, другие в меньшую так, чтобы произведе-
ние рг-pt... pw было равно требуемому числу z (ступеней скорости). Например,
для коробок скоростей (с постоянными передачами) на 12 и на 24 ступени, кото-
рые получаются в обоих случаях посредством трех групп передач, теоретические
з.— з.—
значения р составляют соответственно f(ia;= J/12 == 2,3 и = |/24 =2,9.Округ-
ляя найденные величины р, как указано выше, получим 12.-- 2-2-3 и 24 == 2 3-4
(порядок множителей, следовательно, и расположение групп в коробке могут быть
различными; см. § 15).
3. В специализированных станках, предназначенных для серийного или массо-
вого производства, а иногда и в станках общего назначения для получения необ-
ходимого числа ступеней скорости шпинделя или подачи часто используются на-
ряду с коробкой, заключающей постоянные передачи, также сменные зубчатые
колеса или, значительно реже, сменные шкивы. В подобных случаях целесообразно
составить коробку из малого количества передач (2... 3... 6), т. е. в про-
изведении (14.10) для множителей р соответствующих коробке, принять малые
значения. Соответственно возрастает множитель pj, обозначающий количество
сменных передач. При таком решении упрощается конструкция — меньше валов
и осей расточек в корпусе коробки — и вместе с тем улучшаются эксплуатацион-
ные качества станка благодаря возможности более точной настройки его соответ-
ственно желаемому режиму посредством сменных колес, что особенно важно для
станков, используемых в крупносерийном и в массовом производствах. Нередко
и общее количество зубчатых колес практически меньше, так как далеко не всегда
потребителю требуется полный набор сменных колес. Поэтому, например, если
механи.м должен давать 30 ступеней подачи, то часто будет более целесообраз-
ным включить в кинематическую цепь подач двухваловую коробку с тремя постоян-
ными передачами и однопарную гитару сменных колес; если последние обрати-
, . а b
мые, т. е. каждая пара колес а, b может быть установлена в порядке у и
то набор их должен состоять в данном случае из 10 колес (z = 30 =3-10)
(фиг. 29, а). Коробку с одними лишь постоянными передачами пришлось бы
построить следующим образом:
w /— 3 ,
при трех группах передач (четыре вала) у z ~ |/30 -- 3,1, т. е. либо 3-3-4 =
--36 (фиг. 29, б), либо 3-3-3 — 27 (меньшее количество ступеней) (фиг. 29, в);
при четырех группах перед.чр'г = |/30= 2,3, т. е. 2-2-3-3=36 (фиг. 29, г);
возможны, конечно, и дру)ие группировки передач.
Насколько последние решения сложнее варианта с гитарой сменных колес,
можно представить себе из сравнения схем по фиг. 29.
Количество зубчатых колес в коробках с постоянными передачами можно
уменьшить путем применения связанных колес (см. § 15Г), а количество осей
расточек в корпусе — используя ступени возврата (см. § 15Д) или назначая раз-
меры передач так, чтобы некоторые из валов были соосны. Однако возможное
число связанных колес ограничено некоторыми условиями, а применение ступеней
возврата приводит к усложнению конструкции коробки. Еще важнее то, что ме-
ханизмы с одними лишь постоянными передачами лишают станок той эксплуата-
ционной приспособляемости, которую ему сообщают сменные передачи в цепи
78
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
настройки. Все эти обстоятельства также должны приниматься в расчет при вы-
боре структуры кинематических цепей
У многих автоматов механизмы лила коробок скоростей и подач вообще отсут-
ствуют, и вся настройка чисел оборотов шпинделей и скоростей подачи (чисел
оборотов распределительного вала) производиiся с помощью двух гитар сменных
колес,
4. Если для получения требуемого ряда передаточных отношений в кинемати-
ческую цепь должен быть включен механизм тина нортоновской коробки в соче-
тании с множительным механизмом (см. § 38), то от формулированного выше
Фиг. 29.
правила распределения передач обычно отступают: норточовскую коробку или
I одобный ей механизм конструируют так, что опа дает р, = 6 -е- 12 передаточных
отношений, а для множительного механизма />2 = — = З-г-5, редко больше. Так,
например, у токарно-винторезных станков моделей ДИ11-20 (1ДС>2) и ДИП-30
(1Д63) для получения 40 различных шагов дюймовых резьб в кинематическую
цепь подач введена 10-ступенчатая нортоновская коробка, а множительный механизм
дает лишь четыре различных передаточных отношения. В более новых моделях
1Д62М (модернизованный 1Д62) и 1А62 механизм подач несколько изменен по
сравнению с моделью 1Д62 и дает меньшие числа подач.
Кратко рассмотренные в этом пункте вопросы подробнее освещены в даль-
нейших параграфах.
Г. Ременные передачи при низкой скорости v ремня работают плохо — ремень
„не тянет “. Кроме того, чем меньше V , тем большими должны быть при той же
передаваемой мощности N окружное усилие Р на ободе шкива (р = j и ши-
рина ремня. Поэтому ременные передачи не следует располагать в тихоходных
участках кинематической цепи.
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
79
Л. Иногда движение конечного ведомою звена цепа целесообразно получать
как сумму двух движений; в подобных случаях в соответствующем месте кинема-
тической схемы следует предусмотреть диферспциал или другое устройство, рабо-
тающее по аналогичному принципу, 'Гак, например, на зубофрезерном станке можно
нарезать цилиндрические косозубые колеса и не пользуясь диференциалом.
Однако при такой — бездиференциальной — настройке станка углы наклона зуба
у двух сопряженных колес будут несколько различаться, что отразится на качестве
работы собранной передачи, в особенности если она быстроходна. При пользова-
нии же диференциалом отклонения угла наклона зуба от за ганной на чертеже ве-
личины будут у обоих сопряженных колес одинаковыми, так как настройка диферен-
циальной цепи зубофрезерного станка не зависит от числа зубьев нарезаемого колеса.
Е. Если какой-либо элемент станка должен получать движение в различные
периоды цикла через различные же кинематические цепи, причем движение отклю-
чаемой цепи не должно прекращаться, то приходится ввести сцепную муфту
в каждую кинематическую Цепь или обгонную мутрчу между ними (см. § 53, Б).
Преимущество последней перед сцепными муфтами других типов — автоматичность
действия.
§ 15. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ОТНОШЕНИЙ МЕХАНИЗМОВ
КИНЕМАТИЧЕСКОЙ ЦЕПИ
На кинематической схеме должны быть указаны диаметры шкивов, числа зубьев
цепных, зубчатых и червячных колес, числа заходов червяков, модули зубчатых
реек и шаги ходовых винтов. Для этого необходимо предварительно установить
величины передаточных отношений. Эго может быть сделано как чисто аналити-
чески, так и графо-аналитическим способом. Достоинством последнего помимо
большей быстроты отыскания возможных вариантов решения является также боль-
шая наглядность, облегчающая сравнение вариантов; кроме того, вероятность оши-
бок при пользовании им много меньше, чем при аналитическом расчете. Поэтому
в практике проектирования станков на наших заводах применяется преимущественно
графо-аналигический Mei од. Аналитический способ расчета достаточно удобен для
наиболее простых коробок и ниже излагается лишь постольку, поскольку это не-
обходимо для понимания второго из указанных методов.
схемы, короока состоит из трех групп
Фиг. 30.
А. Аналитический метод определения передаточных отношений
На фиг. 30 представлена схема чегырехваловой коробки скоростей на 24 сту-
пени скорости шпинделя. Как видно из
зубчатых передач, причем каждое из
колес механизма работает в нем при
любом переключении либо только как
ведущее, либо только как ведомое.
Такие колеса можно назвать кине м а-
ти чески свободными, или не-
связанными, а образуемые ими пере-
дачи — с в о о о д н ы м и, или незави-
симыми1. В пп. А и Б этого пара-
графа излагаются методы расчета иере-
д.'почных отношений для таких меха-
низмов, все передачи которых являются
свободными. Кроме того, здесь при-
н> то, что число оборотов в Mniyry
пе| вого ведхщего вала механи ма «п =
электродвигатель, коитрчрив д с неизменным числом оборотов в минуту). Способы
определения передаточных отношений для механизмов, не удовлетворяющих этим
условиям, рассмотрены в дальнейшем.
cnst (одн .'скоростной индивидуальный
1 Основания для такой терминологии приведены ниже (см. стр. 98).
80
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Каждая из ступеней скорости (чисел оборотов в минуту) tij последнего ведо-
мого вала IV данного механизма получается при определенном включении одной
передачи в каждой группе. При обозначениях фиг. 30
п. — п0 ~ • — • об/мин, (15.1)
ак bl ст
где индексы принимают значения: к= 1, 2, 3 или 4; / = 1 или 2; т = 1, 2 или 3.
Передаточные отношения, получающиеся при различных комбинациях передач:
В данном случае первая группа состоит из четырех передач (а), вторая — из
двух (Ь), третья — из трех (с), и структурная формула (14. 10) этой коробки
24=4.2-3. (15.3)
Здесь и везде в дальнейшем числа зубьев (или диаметры начальных окружно-
стей) сопряженных колес или диаметры сопряженных шкивов обозначаются одной
и той же буквой с одинаковым индексом внизу; ведомый элемент передачи обозна-
чается, для отличия от ведущего, верхним индексом (яприм“). В каждой группе
нижний индекс в обозначении передачи тем меньше, чем меньше передаточное от-
ношение, т. е. чем меньше число зубьев или диаметр ведущего элемента. Так, на
схеме по фиг. 30
^i_ < _£?_ < сз Q5 4^
Я] а2 а3 п4 bt b2 с1 с2 с3
При этих обозначениях предельные передаточные отношения, осуществляемые
механизмом,
; — С1 ; _ Сз <1ч 41
‘min — / * ! * / > ‘max — < ’ i ‘ г • 10.0)
(Zj Ьу Cj ^4 Ь ) Cg
Промежуточные значения ij могут получаться путем различных комбинаций пе-
редач а, Ь, с, следовательно, и индексов k, I, tn, в зависимости от принятого
порядка переключений. Пусть, например, для последовательного получения
л2, • - ., п.ц в коробке по фиг. 30 используются прежде всего передачи группы а,
затем группы сив последнюю очередь группы Ь. Соответственно этому порядку
переключений группа передач а называется основной, группа с — первой
переборной, группа b — второй переборной. Коробка может заключать
и большее количество переборных групп.
Обозначим передаточные отношения:
П1
— «ь
С1 ’
—г ~ Ul ,
4
<73 * '
= «з, —г = «4;
а3 а4
с3 « Ьг nr Ьп
-Т- = «3 ; --Г = = «2 •
с3 "1
(15.6)
При принятом порядке переключений передаточные отношения коробки:
t П Ш
z\ = u\-uX’U\ ;
t П tn
t2 = zz2. zzj . u\ ;
f tr tn
i3 — из-uX’Ux ;
t n tn
Ц — UfUx U\ .
' rr rtf
z5 = Ux ’U-2’llx ,
t n tn
1^ = U2'U‘2‘Ux ;
t n m
Itj = Из - U‘2’Ux ;
T8 = «4 • U‘2 Ui .
' rr \
/9 = U1 -zz3 - Ml ;
r rr m I
Чо = «2-«з-«1 ;
< n rrr <
4i = ;
r rr nr I
T12= Ui-Ui -Ui . )
(15.7)
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
81
Остальные передаточные отношения z18,.... i2i отличаются от этих лишь тем,
Ч> nt
что последний множитель в правой части их будет «2 вместо и\ вследствие
Ьг •" Ьл
использования передачи zz2 = — вместо zzt = -5-.
Отсюда получается
для передач основной группы
«1 . 11% . Из . ZZ4 Z*i . Zg Zg . /4 Z5 . Iq . Z*^ . Zg = Zg . Zjq : 1ц . z^2 и T. Д. J
для передач первой переборной группы
zz 1 . zz2. ZZ3 = z). z3. z'g = z2: z6 : z'j q = z*g Z7: z'ji и т. д. ;
для передач второй переборной группы
zzi : zz2 = zt: z13 — z2: ilt = z3: z16 и т. д.
(15. 8)
Если коробка должна быть построена так, чтобы ряд оборотов
ведомого вала был геометрическим со знаменателем <р, т. е. чтобы
/7; . ; ,
также и i = —
(при zz0 — const).
Подставляя эти значения вместо Z- в пропорции (15. 8), получим
г/р 4/2: w3: z/4 = 4 4--7 = 1 : <? : : ^3;
а 2 a.>t
п ч ч Ci С<>
ZZ!: zz2: zz3 = —- : -: ~~ = 1 : ср4 : ;
С1 с2 с3
последнего
ZZjtp7'1, то
(15. 9)
Внимательное рассмотрение совокупности (15. 7) передаточных отношений ij для
коробки, взятой в качестве примера, позволяет установить связь между отноше-
ниями величин Uj в отдельных группах механизма, с одной стороны, и порядком
переключений передач — с другой:
а) в каждой отдельной группе передаточные отношения образуют геометри-
ческий ряд со знаменателем <рх, где <р — знаменатель ряда оборотов последнего
(по кинематической цепи) вала, в частном случае — шпинделя, ах — целое число;
б) для основной группы передач х0 = 1;
в) для первой переборной группы показатель х равен числу рг передач основ-
ной группы: Xj = рх (во взятом примере р1=4); для второй переборной группы
х2 = рх-р2, где р2—число передач первой переборной группы (в примере р2 = 3
и х2 = 4-3= 12), и т. д., если бы в коробке были и дальнейшие группы. Можно,
таким образом, формулировать следующее общее правило.
Если механизм состоит из zv групп с рг независимыми передачами в основной
группе, р2 независимыми передачами в первой переборной, р3 — во второй пере-
борной группе и т. д., считая номера групп по порядку (очередности) переключе-
ний, то передаточные отношения zzy передач каждой группы образуют геометри-
ческий ряд со знаменателем где — знаменатель ряда оборотов последнею
ведомого вала, а показатели х равны: для основной группы х0 = 1, для первой
переборной х1 — р1, для второй переборной х^-р^р^ и вообще для у-й пере-
борной группы Ху = pt-р2. . . ру (у = 1 до w).
Отсюда следует, что значение ху зависит от порядка переключений.
Получающиеся указанным способом пропорции устанавливают лишь относитель-
ные величины передаточных отношений zz;- для передач каждой группы.
Отсюда же следует, в частности, что эти пропорции устанавливают для каждой
отдельной группы передач отношение zz7„,ax : zzynnn
Наибольшее из этих отношений является критерием возможности конструктив-
ного осуществления намеченной схемы механизма. Действительно, для того чтобы
6 Ачеркан 1386
82
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
диаметры зубчатых колес не получались чрезмерными, практикой установлены
следующие рекомендуемые пределы для коробок скоростей:
1 . „2
4 -Ч Uj j ,
(15. 10)
для коробок подач (тихоходные передачи)
1 2,8
-jr- < ау < ] ,
(15. И)
следовательно,
/max 1
jrnln f max
= 8, соответственно I——1 = 14.
' uymln ' max
(15. 12)
При необходимости можно выходить и за пределы
этих значений и}, если это не вызывает чрезмерного
увеличения габаритов механизма; поэтому, в частности,
4
для гитар сменных колес допускают иногда Uj^
(пример — однопарные гитары для настройки подач
токарных автоматов).
Из формулированного общего правила следует, что
при любом порядке переключений механизма отноше-
ние «ушах:«/min имеет наибольшую величину для послед-
ней переборной группы, так как для нее показатель х — наибольший. Обозначая
его %max> можно написать на основании формулы (15. 12):
bi
Фиг. 31.
| = <рЛ'тах 8, соответственно < 14.
тЗх
(15. 13)
Для выбранного значения ср должно быть, следовательно,
1g 8
в крайнем случае
. <g 14
Х“ах < 177 •
(15. 14)
Точно так же для каждого выбранного порядка переключений условие (15. 13)
определяет наибольшее возможное значение знаменателя ср.
На фиг. 31 изображена схема коробки, состоящей из двух групп передач.
Структурная формула коробки: 6 = 2-3. Возможны два варианта последователь-
ности переключений:
1) Основная группа передач — а, переборная — Ь.
Следовательно, рх = 2, р2 — 3 и
-^-:# = 1:ср; : А : 4 = 1: ?2: ?max = 1.68,
^2 *1 &2 *3 ' w/min ' max
соответственно сршах = р/14 = возможны все стандартные значения знаме-
нателя за исключением ср = 2 > 1,93.
2) Основнай группа передач — Ь, переборная—а.
В этом случае /?х = 3, = 2 и
А_ • А • А — 1-<р2.
Ь{ ‘ Ь'2 ’ Ь'3
= 1 ; ?3.
в, а2
Amax j = <рЗ.
“у mln ' max
?max = V/8 = 2;
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
83
следовательно, при этой последовательности переключений возможны все стандарт-
ные значения ср, включая и <р = 2.
Из этого примера видно, что выбор порядка переключений передач не безраз-
личен в отношении возможности конструктивного осуществления намеченной кине-
матической схемы. Этот порядок имеет тем большее значение, чем больше ср.
Ограничения (15.10), установленные практикой для передаточных отношений
зубчатых колес коробок скоростей и подобных им механизмов, позволяют опре-
делить предельные кинематические возможности многоваловых коробок скоростей
и таких же редукторов. На последнем валу коробки
4пах = (М1 • м2 • • • Нда)шах; 1
_ , . I (15. 15)
^ш1п — (.И1 • Uj • • Ида)т|п- J
Диапазон регулирования
r “max _ * *тах “1 max “2 max “wmax ^5 ^gj
“min гт1п “1 min “2tnln “wmin
а так как
(15. 17)
“mln
где К = 8 для коробок скоростей и К — 14 для коробок подач, то наибольший
возможный диапазон регулирования
/?тах=№’, (15.18)
или иначе
(срг—])тах = (15.19)
Отсюда определяются наибольшие числа z ступеней скорости, которые возможны
для коробок скоростей и подач рассматриваемого типа.
Выбрав в результате анализа наиболее подходящий из возможных вариант
последовательности переключений (иногда несколько вариантов равноценны в ука-
занном отношении), следует далее установить абсолютные величины передаточных
отношений для всех передач. Это может быть сдельно следующим образом.
Пусть для некоторой группы передач q механизма найдено путем применения
формулированного выше (стр. 81) правила, что
3*.-. ...-.Ц = 1: ©*: <p2v:... : ®(л-D •*. (15. 20)
?1 ?2 ?3 Яр
Очевидно, что достаточно выбрать числовую величину одного из передаточных
Я]
отношений —, чтобы тем самым были однозначно определены величины всех
<h
остальных. Обозначим -%=«omin-
Ях
По вышесказанному должно быть для коробок скоростей
“.min > j И «?п11п - = Ц- < 4 , (15. 21)
4 Яр 1
или соответственно1 для коробок подач
«,mln > И И9тж • •
Из неравенств (15.21) следует
l^min^^pjfyv-. (15. 22)
1 В дальнейшем этот второй случай оговариваться не будет; необходимые изменения
в численных результатах сами собой разумеются.
*
84 Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Здесь возможны два случая:
1. Оба предельных для значения численно совпадают. Тогда возможно
только одно решение: uqaAa = — и, следовательно,
Д. = ±.?2х. _ _ . Д. = = 2.
<12 4 ’ 9з 4 ’ ’ ЧР 4
2. Предельные значения в неравенствах (15. 22) различны. В этом значительно
более частом случае величина uq может иметь теоретически любое значение в гра-
ницах, устанавливаемых условием (15.22). Однако, имея в виду перспективы
модификаций проектируемого станка, с одной стороны, и централизацию произ-
водства зубчатых колес для станков — с другой, целесообразно для всех переда-
точных отношений «у передач механизма принимать лишь целые степени стан-
дартных знаменателей ср.
Если группа передач образуется парами сменных колес (или шкивов), то в це-
лях возможного ограничения количества их в комплекте следует стремиться к исполь-
зованию по возможности каждой сопряженной пары элементов в обоих сочетаниях:
и . В таком случае наряду с передаточным отношением и в той же группе
будет и отношение и-1.
Б. Графо-аналитический метод определения передаточных отношений
Для определения передаточных отношений всех передач механизма применяют
последовательно графики двух видов: сначала структурную сетку, затем
график (картину) чисел оборотов; для коробок подач последний легко
можно построить в виде графика величин подачи.
Первый график используется для выявления возможных при заданном значении ср
вариантов (последовательностей) переключений передач и выбора относитель-
ных величин их передаточных отношений; с помощью второго графика устана-
вливаются абсолютные величины этих отношений.
График (картина) чисел оборотов состоит из ряда параллельных пря-
1*ых, каждая из которых отвечает одному валу механизма; следовательно, число
этих прямых равно числу валов механизма. На каждой прямой отмечаются точками
числа п об/мин соответствующего вала при всех возможных переключениях
нередач.
Положение каждой точки определяется ее абсциссой п, откладываемой от
произвольно выбранного начала координат. Масштаб величин п для всех прямых
графика должен быть одинаков, а начальные точки, от которых отсчитываются
абсциссы га, должны лежать на одном перпендикуляре к прямым графика. Следо-
вательно, любая перпендикулярная этим прямым линия пересекает их в точках,
изображающих одно и то же число оборотов в минуту.
Для геометрических рядов оборотов lg/iy+1— lg/Zy = 1gФ = const. Поэтому
если на прямых графика откладывать п в логарифмическом масштабе, то расстоя-
ния между соседними точками, обозначающими различные вала, соответствую-
щего этой прямой, будут равны между собой. Иначе говоря, на каждой прямой
графика все числа Пу об/мин вала, соответствующего этой прямой, изобраткаются
совокупностью равноотстоящих точек, если значения п? образуют геометри-
ческий ряд. В частности, для шпинделя или вообще последнего ведомого вала
механизма будет, очевидно, ф = ф, и расстояние между соседними точками — „де-
ление графика'1 — равно 1g<?. Точки на прямых графика чисел оборотов
обозначаются для краткости вместо 1g «у—просто iij.
Луч, соединяющий какую-либо точку па одной прямой графика с точкой пь
другой прямой, символически изображает определенную передачу — зубчатую, чер-
вячную, рем-енную и т. д. — между теми двумя валами механизма, которым на
графике отвечают эти две связанные лучом прямые, и одновременно величину пере-
даточного отношения этой передачи. Действительно, если расстояние между
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи 85
точками па и пь, считаемое вдоль прямых графика, равно х делениям, то
|lg«4— т' е- « = — = Ф+х или Ф х; очевидно, что х> 0, если
пь^> па И х < 0» если пь < па* Значения rij принято откладывать слева направо;
поэтому и — -'-ь — Ф+*, если точка пь (для ведомого вала) лежит правее
"а
ПЬ ж v 1
точки па, и и = — — Ф х = , если пь лежит левее па.
График чисел оборотов позволяет установить ряд основных признаков, харак-
теризующих кинематическую схему механизма, и сверх того передаточные
шения всех его передач и числа оборотов в минуту всех валов при всех возмож-
ных переключениях механизма. Например, график чисел оборотов по фиг. 32 для
коробки на шесть скоростей шпинделя от пх до пй указывает на следующее:
1. Коробка—трехваловая, с двумя передачами
между валами I и II и тремя передачами между
валом II и шпинделем III.
2. Передаточные отношения передач между
валами I и II равны: и1 = — (понижающая) и
«2= у (повышающая); между валом II и шпинде-
лем III равны: и3 =, и4 = — (обе понижаю-
, 1 ?
щие) и ий~ у .
3. Вал I вращается с постоянным числом п.}
отно-
32.
Фиг.
об/мин,
причем
«о =
«5 = «1?**
вал II вращается со скоростью п3 — пг срг при включении передачи иг и со ско-
ростью п0 = пг ср6 при включении передачи д2-
4. График указывает также на способ получения всех скоростей шпинделя и
иа порядок переключений. Действительно, из графика сразу видно, что
Пу = Па-иг-и3\ П2 = По- Uy-Uy, П3 ~ По-Uyим,
Пу = п0-и2-и3, п6 = no-u2-ut, п& = п0-и2-и3,
т. е. основной является группа передач и3, д4 и п6 между валом II и шпинделем
(см. стр. 80), а переборной — группа иг и и2 между валами I и II.
Прямые, отвечающие валам механизма, разбивают график на поля; параллель-
ные лучи в одном и том же поле представляют одну и ту же передачу (см., на-
пример, поле II — III на фиг. 32).
При проектировании коробки скоростей известны числа tij об/мин шпинделя и
число п0 об/мин первого ведущего вала — ротора двигателя, вала редуктора
(или трансмиссии). Очевидно, что числа tij об/мин можно получить, исходя из я9,
посредством различных передач, если даже установлена также кинематическая
схема коробки. Например, для коробки на 6 = 2-3 скоростей шпинделя требуемые
числа «у его оборотов можно получить не только при передаточных отношениях Uj,
которые приняты на графике по фиг. 32, но и при различных других значениях «у.
На фиг. 33 показаны для примера еще два варианта:
1 Ч>0,5 1 1 ?°’5 /А О О ч
= «2 = V; мз=7й; “4 = ^5-; «5 = V :(ФИГ- 33.а)
= = «з=у; «5 = т- (фиг- 33>tf)
Для всех этих трех вариантов передаточные отношения Ду передач механизма
различны по величине, но отношения величин ы, для каждой отдельной группы
передач (для каждого поля графика) при всех вариантах одинаковы.
86 Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Отсюда следует, что и отношение ------в каждой группе передач остается здесь
“mln
неизменным, несмотря на то, что величины uj при переходе от одного варианта
графика чисел оборотов к другому изменяются. Это свойство графиков рассматри-
ваемого вида лежит в основе применения структурных сеток.
Структурная сетка. Выше (стр. 82) было показано, что возможность
конструктивного осуществления намеченного варианта кинематической схемы ме-
(“max I « “max
----1 наибольшего из отношений , ха-
“mln 'шах “mln
рактеризующих отдельные группы передач данного механизма. Следовательно, если
бы, например, при заданном значении знаменателя ср была неосуществима корчбка
скоростей, график чисел оборотов которой изображен на фиг. 32, то так же не-
Фиг. 33.
осуществимы были бы и коробки с графиками по фиг. 33, а п б, так как для всех
этих коробок I —— j одинаковы. То же относится и ко всем другим вариантам,
\ “min /max
которые можно получить из любого из этих графиков, произвольно перемещая на
оси // точки Лй'1 и Иц 2 так, чтобы расстояние между ними оставалось неизменным.
Поэтому для решения вопроса о возможности конструктивного осуществления
механизма с кинематической схемой, отвечающей выбранной структурной формуле
z = Р1-р3-р3 . . . при намеченном порядке переключений, удобно пользоваться
структурной сеткой.
Внешне структурная сетка отличается от графика чисел оборотов тем, что
в каждом из ее полей лучи принято располагать симметрично. Кроме того, точки
на прямых сетки, отвечающих валам механизма, не связываются с какими-либо
конкретными значениями чисел оборотов: из условия (15.12) видно, что для ре-
шения указанного выше вопроса в этом нет надобности.
Условие симметричного расположения лучей в каждом поле структурной сетки
достаточно для того, чтобы построить ее для любого заданного графика чисел
оборотов. Так, например, всем трем графикам по фиг. 32 и 33 отвечает одна и
та же структурная сетка по фиг. 34.
Установив для взятой структурной сетки возможность решения при заданном ср,
можно затем перейти к разработке графика чисел оборотов, как показано ниже.
Структурную сетку по фиг. 34 удобно обозначить 6 = 2[3]*3[1] или 6 =
•=23-31. Такое обозначение указывает на то, что:
1) механизм дает шесть ступеней скорости на последнем ведомом валу при
постоянной скорости вращения первого ведущего вала;
2) механизм — трехваловый, с двумя группами передач, причем первая из них,
считая в направлении передачи движения, состоит из двух передач, а вторая —
из трех;
3) между соседними лучами первой группы расстояние по оси графика равно
трем делениям ф (т. е. 1g ср’), для лучей второй группы оно равно одному деле-
нию <р (т. е. Igср1);следовательно, при постепенном переходе от к лв передачи вто-
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
87
рой группы переключаются в первую очередь (основная группа), передачи первой
группы — во вторую очередь (переборная группа).
Так как в первой группе — две передачи, а во второй — три, то, пользуясь
обозначением 6 «= 2 [3] 3 [1], можно сразу написать [см. пропорции (15.20)]:
для первой группы передач
= (2_1)3 =
“rnln
для второй группы передач
Для варианта 6 — 2 [ 1 ] • 3 [2] структурной сетки по фиг. 35 аналогично:
для первой группы передач
для
1)1 = ?,
“mln
второй группы передач
“mln
Условие (15. 12) для этого варианта сетки дает <р4 <8, т. е. © < 1,68. Отсюда
видно, что при стандартных значениях ® = 1,78 или <р = 2 осуществление коробки
скоростей, возможное при структурной сетке по фиг. 34, невозможно при форме
сетки, изображенной на фиг. 35, если величины передаточных отношений отдель-
ных передач коробки ограничены условиями (15.10)—(15.11).
Из сказанного следует, что для определения величин передаточных отноше-
ний Uj передач механизма нужно:
1) прежде всего построить варианты структурных сеток, отвечающих намечен-
ной структурной формуле;
2) определив далее для каждой из сеток величину U = I ma-J , установить,
' “mln /max
какие из них удовлетворяют условиям (15. 12), т. е. для каких вариантов воз-
можно осуществление проектируемого механизма;
3) выбрав один из вариантов, построить для него график чисел оборотов, ру-
ководствуясь предельно допустимыми значениями «шах и umin. Этот график дает
абсолютные значения передаточных отношений для всех передач механизма.
При д> 18 числа возможных структурных сеток велики, поэтому построение
всех вариантов и анализ каждого из них потребовали бы большой затраты вре-
мени. Например, для д = 24 = 2-2-2-3 число вариантов равно 96. В подобных
случаях выбор подходящей структурной сетки можно произвести и не строя в дей-
ствительности эти графики, а лишь вычисляя значения критического интер-
вала U = на основе развернутой структурной формулы варианта (см., на-
\^min / max
88
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
пример, обозначения на фиг. 35 и 36). Действительно, если варианту отвечает
структурная формула
z =Р1 [XJ -р2 [х2] 'Ps [х3] . . . ,
(15. 23)
то, как следует из пропорций (15. 20), отношение равно наибольшему из
произведений
д) ?)
' Фиг. 36. '
lg и
равно наибольшей из вели-
Например, для варианта 12 = 2 [2] -2 [1] -3 [4]
чин (2-1)-2 = 2, (2 — !)• 1 = 1 и (3 — !)• 4 = 8, т. е. U = <р8 (см. фиг. 36, в). Осталь-
ные варианты структурных сеток для того же числа ступеней z = 12, полученные
аналогично, изображены на фиг. 36.
Развернутые структурные формулы для всех вариантов легко написать, руко-
водствуясь приведенными выше указаниями. Так, например, для структурной фор-
мулы 18=3.3-2 легко сразу записать все шесть возможных вариантов, меняя по-
следовательность переключений:
18 — 3 II]-3 [3]-2 [9], 18 = 3 [3]-3 [1] • 2 [9], 18 = 3 [2]- 3 [6] • 2 [1],
18 = 3 [1]-3 [6] 2 [3], 18=3 [6]-3 [1J • 2 [3], 18 = 3 [6]-3 [2]-2 [1].
Отсюда сразу видно, что для двух вариантов U = <р<2-б9 = <р9, для остальных
четырех U — г)6=
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи 89
Можно еще более сократить работу по анализу возможных вариантов струк-
турной сетки и отысканию приемлемого варианта, если применить нижеследующий
прием.
Наибольший по величине интервал отвечает последней переборной группе
Hmlii
передач, как это следует из закона образования показателей ху (стр. 81). Если
число передач в этой группе равно рц, то для нее
Ig^^^-B-Mg?- (15.25)
«min
причем хи равно произведению всех множителей кроме ра, т. е.
(15.26)
га
Следовательно, для рассматриваемой группы
1g ~ lg ? = (* - j-) 1g ср- (15. 27)
“min Pu \ Pul
Для того чтобы при заданном значении z величина U = получилась
\wmin 'max
наименьшей, необходимо взять ри возможно малым, т. е. группу с наименьшим
числом передач назначить последней переборной. Например, для z = 18 pUvAn = 2,.
и из формулы (15. 27) следует:
1g (7П11П = (18 — y^lgtp ~ 91g?; ^min = ?9.
Если бы последней переборной была группа из трех передач, то
1g <7 = (18 — j) lg<p = 121gcp; ЕГ=<р12,
как было найдено выше.
Таким образом, отыскивая структурные сетки либо графически путем пробных
построений, либо графо-аналитически, либо, наконец, чисто аналитически, можно
проверить, какие варианты структурных сеток подходят для разработки кинема-
тической схемы требуемого механизма. Построив затем структурную сетку, можно
на основе ее разработать один или несколько вариантов графика чисел оборотов,
как было показано выше (стр. 85). Отсюда ясно, что, вообще говоря, число
различных вариантов графика чисел оборотов, соответственно которым можно
разработать кинематическую схему механизма, может быть для заданных значений
z и ср довольно большим. Этим объясняется большое разнообразие кинематиче-
ских схем коробок скоростей и коробок подач существующих станков даже при
одинаковых величинах z и ср.
Если в проектируемом механизме предусмотрена однопарная гитара сменных
колес или пара сменных шкивов для более точной настройки скорости
шпинделя или подачи, причем пару сменных элементов q, q' желательно исполь-
зовать в обоих положениях (оборотные, обратимые колеса или шкивы), то, так
как = '» отвечающие этим передачам лучи графика чисел оборотов будут
симметричны. Если использовать в обоих положениях все пары сменных колес
или шкивов, симметричным будет весь пучок лучей в соответствующем поле гра-
фика. На фиг. 37 изображена для примера кинематическая схема привода шпин-
деля быстроходного токарного станка для серийного производства, а на фиг. 38 —
график чисел оборотов этого привода. Постоянные передачи коробки дают шесть
различных ступеней скорости при каждой настройке сменных шкивов. Ряд оборо-
юв шпинделя легко может быть смещен вверх или вниз, как это ясно из
фиг. 38.
90
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
В данном случае при двух парах сменных шкивов число ступеней скорости
шпинделя равно всего лишь 12, а структурная формула механизма 4-2-3 1=24
(см. пунктирные линии). Это объясняется частичным перекрытием рядов оборотов
вследствие того, что знаменатель ряда передаточных отношений в верхнем поле
графика (вторая переборная группа, фиг. 38) взят меньшим,
чем это необходимо, если бы перекрытие было нежела-
х тельно (сделано ф2 вместо ср3’2 = ср6). Такое перекрытие
•рядов оборотов шпинделя характерно для
многих станков, предназначенных для
-серийного производства. Оно позволяет избежать чрезмерно частой перенастройки
и в: при первом варианте (б) во
•станка при переходе на обработку новых
изделий, сообщая ему вместе с тем достаточ-
ную приспособляемость к колебаниям обраба-
тываемости материала в одной и той же партии
заготовок, с одной стороны, и обеспечивая
возможность последовательной обработки их
различными инструментами — с другой.
К перекрытию нескольких значений чисел
оборотов шпинделя или значений подачи при-
бегают иногда намеренно с целью ограничения
диапазона регулирования скоростей или подач.
Это может быть обусловлено стремлением
исключить слишком высокие числа оборотов
шпинделя или чрезмерно высокие скорости по-
дачи супорта, стола и т. д., ненужные по
условиям использования станка и нежелатель-
ные по технологическим соображениям, на-
пример, чтобы не осложнять конструкцию
опор шпинделя. Такое перекрытие чисел обо-
ротов достигается уменьшением отношения
wmin
против расчетного по крайней мере для одной
группы передач. Пусть, например, при струк-
туре коробки, отвечающей 12 = 2-3-2 числам
оборотов шпинделя, требуется снять две верх-
ние ступени скорости. Это может быть сде-
лано уменьшением ^2^ для одной или двух
wniin
переборных групп, как показано на фиг. 39, б
второй переборной группе (между валами III
и IV) взято——= ср4 вместо ср3-2 = ср6, как следовало бы сделать, чтобы числа
wmin
оборотов не перекрывались (фиг. 39, а). При втором варианте (в) принято для
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
91
Фиг. 41.
92
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Передаточные отношении механизмов кинематической цепи
93
первой группы (между валами / и II) -I'dLL — <pi вместо а для ВТОрОй пере-
ипНп
борной группы (между валами /// и IV) 4^1 — вмест0 ^в. Благодаря этому число
Mmin
ступеней скорости шпинделя уменьшается до 10 в обоих случаях.
Этот прием применяется чаще всего при проектировании быстроходных станков —
токарных, фрезерных и др. Для примера на фиг. 40 представлена кинемати-
ческая схема коробки скоростей токар-
но-винторезного станка модели 1А62,
на фиг. 41, а и б—ее структурная
сетка (основная) и график чисел обо-
ротов шпинделя. Как видно из послед-
них, вследствие того, что в поле
IV—V (т. е. для передач между
б)
валами IV и V коробки) здесь принято=«с вместо <р2,3-2 = ^13 (см. штриховые
umin
лучи на фиг. 41, а), шесть средних ступеней скорости шпинделя перекрываются.
Три верхних скорости (л22 = 12 0 0 • 1,26 = 1500; п23—1500 • 1,26= 1900 и л2) =
==1900.1,26 = 2400), ненужные в данном случае, так как шпиндель должен иметь
Вшах == 1200, потеряны здесь потому, что для непосредственной пере.дачи от вала
III к шпинделю VI взята зубчатая пара ~ = 1 = <р° вместо <s2’3 = = j-
(см. штриховые линии на фиг. 41,6). В результате число ступеней скорости шпин-
деля 2-3.2 2.14-2-3.1 — (64-3) = 21.
Коробке скоростей радиально-сверлильного станка модели 257 отвечает струк-
турная формула 1 • 1.1 • 2• 2• 2• 2• 2 = 32, как можно легко видеть из фиг. 42.
94 Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Однако в действительности число ступеней скорости значительно меньше, как видно
из структурной сетки и графика чисел оборотов, фиг. 43, а и б. Эго объясняется
тем, что для группы передач между валами /// и IV. которая является здесь
4-й переборной группой, взято ^^ = <р6 вместо ср2,2’2’2= ср16; при ср = 1,26 это
umin ‘ ‘
к тому же и невозможно, так как 1,2616 = 408. Поэтому число ступеней ско-
рости шпинделя этого станка равно в данном случае 1 • 1 • 1 • 2-2-2-2-2—10 = 22.
График чисел оборотов (фиг. 43, б) показывает, что на нем иногда удобно
изобразить также и кинематическую схему коробки скоростей (или подач), что
сообщает этому графику еще большую наглядность (см. [15]).
Метод определения основных параметров передач коробок скоростей и коробок
подач с помощью структурных графиков и графиков чисел оборотов (величин
подачи) получил развитие в работах канд. техн, наук Н. В. Игнатьева, предло-
жившего способ использования этих графиков для быстрого поверочного расчета
элементов коробок скоростей и коробок подач. „Динамическая надстройка" этих
графиков, разработанная Н. В. Игнатьевым, оказалась практически удобной и по-
лучила особенно большое применение при паспортизации станков. Подробнее этот
метод рассматривается в курсе „Эксплуатация станков".
В. Определение передаточных отношений при приводе от многоскоростного
электродвигателя переменного или постоянного тока
Если в качестве двигателя проектируемого станка выбран многоскоростной
асинхронный электродвигатель, то конструкция коробки скоростей или редуктора
упрощается, так как при одном и том же положении передач механизма шпиндель
может получать различные числа оборотов в минуту, пропорциональные числам
оборотов в минуту двигателя. Пусть последний имеет у ступеней скорости, а ме-
ханизм допускает всего m различных переключений. Тогда полное число ступеней
скорости z — y-m, если только каждой комбинации переключений двигателя и
механизма отвечает число iij об/мин последнего ведомого вала (в частности, шпин-
деля), не повторяющееся ни при одной из остальных комбинаций. Последнее усло-
вие не всегда, однако, может быть выполнено.
Пусть числа п0 об/мин двигателя, получаемые путем различных переключений
полюсов, удовлетворяют условиям:
not • «01 — 2:1
для двухскоростного двигателя, или
«оз : «оа : «от = 4 2 :1
для трехскоростного двигателя, или
«ci • «оз «о2 • «01 ~ 8 • 4 : 2 : 1
для четырехскоростного двигателя.
(15. 28)
Двухскоростные асинхронные двигатели удовлетворяют этому условию почти
всегда («огаялр = 3000/1500 или 1500/750), трехскоростные — не всегда
(nOlUHxp = 3000/1500/750), четырехскоростные — редко.
Е
В таком случае, если знаменатель ряда iij об/мин ср = ]/2, гдеЕ — целое число,
то ступени скорости я1, я2,. ., пе должны получаться путем различных переклю-
чений передач механизма при наименьшей скорости я01 двигателя. При тех же
положениях передач механизма, но скорости я02 = 2я01 двигателя будут полу-
чаться числа оборотов Пе i = пг -срЕ = 2n1; 2 = 2/i2, . . , п2е = 2пЕ. Если
двигатель — двухскоростной, то ступени скорости я2д + 1, «2£ч-2, • .., пЗЕ полу-
чаются при Е новых переключениях механизма и низшей скорости я01 двигателя;
«зл + 1, яз£+ 2,. • •, п^е — при тех же переключениях механизма и скорости я02 дви-
гателя, и т. д. Таким образом, механизм должен давать следующие числа оборотов
при самой низкой скорости двигателя:
«1> Я2, . . . , Пе', «2£-|-11 п‘2Е -|- 2! • • • , Пзе‘, Пце^ 1,. . » (15. 29)
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
95'<
Отсюда следует, что m — кратно числу Е (m = k-E, где k — целое число),
а структурные графики отличаются от графиков, получающихся при приводе от
односкоростного двигателя: на прямой, отвечающей на графиках последнему ведо-
мому валу (шпинделю), основными будут лишь точки, соответствующие числам
ряда (15. 29). Именно они определяют положения всех лучей. Между этими
точками располагаются остальные, соответствующие промежуточным числам обо-
ротов, получающимся из основных посредством переключений полюсов двигателя.
Аналогичны особенности графиков при приводе от трех- или четырехскорост-
ного двигателя, удовлетворяющего условиям (15. 28).
Для мощностей примерно до 2 кет отечественной промышленностью изгото-
вляются трехскоростные электродвигатели серии Т типа 8-4-2 (числа пар по-
люсов) с отношениями синхронных чисел оборотов, удовлетворяющими названным,
условиям п.синхр = 31100/1500/750.
</> = /,4/, у = 2, К = 3, т-кЕ = 6
в) (/>=1^1. у = Л
Фиг. 44.
Пусть, например, шпиндель должен иметь г= 12 ступеней скорости при вели-
чине знаменателя ср = 1,41 = ]/2. Так как 12 — у-т = у-kE = 2у&, то у-k = 6^
где k — целое число; следовательно, возможны лишь два решения:
а) у = 2, k = 3, т = kE = 6 — двухскоростной двигатель и коробка на шесть
скоростей (фиг. 44, а и б);
б) у = 3, k = 2, т = kE = 4 — трехскоростной двигатель и коробка на че-
тыре скорости (фиг. 44,в и г).
Из структурных сеток по фиг. 44 легко уясняется общий метод построения
этих графиков для тех случаев, когда числа оборотов в минуту многоскоростного
£ /—
двигателя на соседних ступенях его скоростей относятся как 2:1; если ср = у 2>
число скоростей последнего ведомого вала (шпинделя) равно z, а число скоростей
двигателя равно у, то
z=y-k-E, (15.30)
где k — целое число. Так как значения z и ср на этом этапе расчета уже известны,
то должно быть
= (15.31)
т.
е. равно целому числу. Следовательно, z должно быть кратным числу Е =
1g 2
1g?’
и
частное -g- должно делиться на 2, 3 или 4 соответственно числу ступеней ско-
рости намеченного двигателя. Отсюда ясно, что сохранить правильный геометри-
ческий ряд оборотов шпинделя возможно только при определенных сочета-
ниях г, <р и у.
96
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Числа оборотов в минуту трех- и особенно четырехскоростных асинхронных
электродвигателей в большинстве случаев не удовлетворяют условиям (15. 28).
В практике станкостроения распространены многоскоростные двигатели с псинхр =
= 1500/1000/750, 1500/1000/750/500 и т. д.; поэтому точки, отвечающие этим
числам оборотов, располагаются на соответствующей прямой графика неравно-
мерно. Следовательно, и пучки лучей, образующие график и повторяющиеся со-
ответственно числу ступеней скорости двигателя, расположены в координатной
сетке графика не равномерно, как на фиг. 44, а так, как показано для примера
на фиг. 45: геометрический ряд скоростей шпинделя нарушен, и в средней части
диапазона регулирования числа оборотов в минуту расположены плотнее, т. е.
знаменатель здесь меньше.
Обязательные для станкостроения
СССР нормали предписывают строить
ряды оборотов шпинделей и ряды подач
в виде геометрических прогрессий,
поэтому применение многоскоростных
двигателей с числами оборотов, не
удовлетворяющими условиям (15. 28),
должно быть оправдано теми эксплуа-
^=/,/2. у=3, z=№=3*2[3].3[l]
Фиг. 45. Фиг. 46.
тационными выгодами, которые этим достигаются. Следует иметь в виду, что такое
расположение чисел оборотов шпинделя, как на сетке ио фиг. 45, т. е. в средней
части диапазона более плотное, чем в его конечных участках, является иногда
скорее практическим достоинством, чем недостатком ряда: средние числа оборотов
шпинделя у станков общего назначения обычно используются чаще и больше
крайних. Кроме того, условия (15. 28), соблюдение которых необходимо для
получения строго геометрического ряда оборотов шпинделя, приводят к сравни-
тельно большим габаритам двигателя, так как чем больше диапазон регулирования
его чисел оборотов, тем больше прн прочих одинаковых условиях его размеры.
Ьто особенно неудобно для небольших станков.
Разработка графика чисел оборотов на основе выбранной структурной сетки
производится точно так же, как при приводе от односкоростного двигателя. Так,
например, для структурных сеток по фиг. 44, а и б U = 1,41s = 16 )Э> 8, по
фиг. 44, в и г U = 1,41° =8; следовательно, приемлемы только две последние
сетки с приводом от трехскоростного двигателя. Два графика чисел оборотов,
построенные на основе этих сеток, изображены на фиг. 46. Предпочтения заслу-
живает вариант б, у которого предельные числа оборотов среднего вала соста-
вляют, как видно из iрафика, 355 и 2000 в минуту, тогда как в варианте а они
равны 180 и 5600 оборотов в минуту. Следовательно, при одинаковой в обоих
случаях передаваемой мощности диаметр среднего вала при варианте а кинемати-
ческой схемы должен быть больше. Еще важнее то, что при этом решении сильно
осложняется конструкция и смазка опор вала II вследствие значительно более
высокой его скорости.
Передаточные отношения четырех передач коробки скоростей находятся не-
посредственно из графика чисел оборотов (фиг. 46, б):
£i_=J_______1_. = щ______1_. ____JL- 1.412 2
a' l,4P - 2 ’ ~ ц-Ц ’ 1\ ~ b’ ~ 1,4Н “ 4 ’ ~ b’ ~ J I’
1 2 1 1 2
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи ду
Если для привода выбран электродвигатель постоянного тока с шунтовым
регулированием, то необходимый диапазон регулирования коробки скоростей (или
коробки подач), число ступеней регулирования и передаточные отношения всех
передач коробки могут быть определены следующим образом.
Пусть обозначают:
R — — требуемый диапазон регулирования чисел tij об/мин; ® — знаменатель
ряда па г--общее число ступеней скорости; Re — — — диапазон регулирова-
Л0гп1п
ния чисел п0 об/мин электродвигателя; ре — число ступеней регулирования двига-
теля; Rm — диапазон регулирования механизма коробки при постоянном числе
оборотов двигателя; тп — число ступеней регулирования коробки.
В таком случае должно быть
Z =ре.щ^ ре-р,-р2. . , (15.32)
где Pj—числа передач в различных группах механизма (см. § 14).
Кроме того,
= = (15.33)
Градация чисел п0 об/мин двигателя постоянного тока при шунтовом регули-
ровании может быть сделана сколь угодно тонкой. Поэтому для ряда значений п0
удобно принять знаменатель <р, т. е. при построении структурных графиков условно
рассматривать совокупность контактов регулировочного реостата как основную
группу передач. Тогда для групп plt р2, . .. , механизма остается в силе способ
определения передаточных отношений, изложенный ш
Так как при принятых обозначениях
то отсюда число ступеней регулирования двигателя
= . 1 !g (/?,?)
е 1g V r lg f
Число tn ступеней регулирования коробки
г z 1g ?
m = — = . !—
Ре lg U4"r)
«или, так как <pz ~1 = R, то
(см. пн. А и Б).
(15. 34)
(15. 35)
(15. 36)
(15. 37)
При приводе от электродвигателя рассматриваемого типа обычно оказывается
достаточной коробка простейшего типа, двух- или трехваловая, с одной группой
передач и одной постоянной передачей, если она требуется для редукции. Поэтому
«формула (15.32) принимает вид
z = pepa, (15. 38)
где ра — число передач в переборной группе; наибольшее возможное значение ра
определяется условием (15. 27).
Использование в приводе многоскоростного электродвигателя приводит к упро-
щению коробки скоростей (или редуктора), притом тем большему, чем больше
требуемое число ступеней скорости шпинделя (или вообще последнего ведомого
вала механизма). Нужно, однако, помнить, что габариты такого двигателя опре-
деляются наименьшим числом его оборотов, и стоимость его значительно больше,
чем двигателя односкоростного. Отсюда следует, что если применение многоско-
7 Ачеркан 1386
98 Разработка кинематической схемы проектируемого станка
ростного двигателя может привести лишь к незначительному упрощению и удеше-
влению коробки скоростей (экономия одного вала, одной или двух пар зубчатых
колес, одной пары подшипников и т. п.), то целесообразнее отказаться от такого
электродвигателя.
Г. Определение передаточных отношений механизмов со связанными
зубчатыми колесами
При определении чисел зубьев колес механизма (см. § 16) может оказаться,
ч~о два колеса, расположенные на одном валу, но принадлежащие к различным
группам, доли ны и четь одинаковые числа зубьев. Если притом и модуль их может
быть сделан одинаковым, то, как пра-
вило, будет целесообразно посадить
на вал лишь одно такое колесо. Так,
например, если бы в механизме по
схеме фиг. 30 в результате расчета
оказались одинаковыми зубчатые колеса
а' — ведомое колесо группы а и Ьг —-
ведущее колесо группы Ь, то этот
механизм можно было бы несколько
упростить, оставив на валу II лишь
одно из этих колес. Иногда при этом
необходимо несколько изменить распо-
ложение зубчатых колес на валах,
чтобы была обеспечена возможность
переключений. Кинематическая схема измененного указанным способом механизма
по фиг. 30 представлена на фиг. 47. Колесо, принадлежащее двум различным
группам, называется связанным. На фиг. 47 связанное колесо я' = Ьг. При
различных переключениях механизма связанное колесо работает либо как ведомое
(-2р-\ , либо как ведущее (—Л , либо как ведущее и
/ \ г'2 /
ведомое одновременно, т. е. как паразитное колесо
(д:. b2 _ аз\
аз ^2 ^2 /
Если две группы должны иметь только одно
связанное колесо, то расчет передаточных отношений
производится точно так же, как для механизмов с одними
лишь свободными зубчатыми колесами. Некоторыми осо-
бенностями отличается способ определения чисел зубьев
(или диаметров начальных окружностей) колес механизма
(см § 16, В).
Фиг. 48.
Две смежные группы могут иметь также два связанных колеса. При
этом число зубчатых колес на валу, общем обеим группам, на два меньше, чем
в таком же механизме с независимыми передачами; следовательно, может быть
сделана меньшей и длина (осевые размеры) механизма. Кинематическая схема эле-
ментарного механизма на четыре ступени скорости с двумя связанными колесами
а'г = Ь2 и а'2 — Ьх изображена на фиг. 48. Анализ такого механизма показывает,
что он может дать четыре передаточных отношения, составляющих геометрический
9 . о _ • 1 ,.
ряд Zj, Zj-'c и Zj-tf3 лишь при условии ' kcm это условие не
выполняется, то реальные решения невозможны, так как передаточные отношения
четырех зубчатых передач механизма определяются формулами
1—г1-<р(ср-|-1)
"1
‘гЧ1 ,<
w, — j’—--гт- ; и„ = ср [1
2 1 — Г1-ср (<? + 1) 8 Г
и = ______6-?
* 1 — Z'1'f (ср + 1) '
— z'j • ср (ср -ф- 1)];
(15. 39)
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
99
В механизме, построенном по схеме фиг. 48, межосевые расстояния / — II
и //— III не являются независимыми, если ряд значений ij должен быть геометри-
ческим. Размеры такого механизма вдоль осн могут бы гь значительно меньше, чем
механизма с независимыми передачами; с другой стороны, межосевые расстояния
и диаметры зубчатых колес часто должны быть для обеспечения геометрической
структуры ряда ij настолько большими, что целесообразнее ограничиваться лишь
одним связанным колесом.
Механизмы, построенные по схеме фиг. 49, с
тремя связанными колесами в двух смеж-
ных группах передач, делают невозможным получе-
ние геометрического ряда оборотов, если ставится
условие, чтобы все возможные переключения меха-
низма давали различные передаточные отношения.
Тем не менее компактность в осевом направлении
механизмов этого типа (на среднем валу только три
зубчатых колеса вместо шести) < беспечила ему не-
которое применение в станках.
При применении механизмов по схеме фиг. 49
числа зубьев колес подбирают путем проб, исходя
Фиг. 49.
<7,'=^
С12 ~ ^2
а'3=Ь,
из величин i\ и /9 наименьшего и наибольшего передаточных отношений и проверяя
затем распределение осттльных между и
Обеспечить геометрический ряд передаточных отношений при структуре меха-
низма по фиг. 49 возможно только в том случае, если допустить, чтобы некото-
рые переключения давали одинаковые по величине передаточные отношения. При-
мер подобного решения приведен ниже: см. фиг. 286 — 289, коробка подач гори-
зонтально-расточного станка модели 26513, в которой механизм по схеме фиг. 49
дает семь передаточных отношений вместо девяти.
Д. Определение передаточных отношений механизмов
со ступенями возврата
Для передачи вращения соосному валу, если угловые скорости ведущего и
в-.домого валов различны, в станках широко используются элементарные меха-
низмы, построенные по схеме фиг. 50, а или б: от ведущего вала I вращение
передается парой зубчатых колес —у параллельному валу II, а от него — ведо-
мому валу III парой колес
г2
Передача -- • носит в подоб-
zl z2
них случаях название ступени
. в о з в р а т а или обратного
звена механизма (фиг. 50, в).
Типичный пример простейшего
механизма этого рода предста-
вляет задний перебор станков со
ступенчатошкивным приводом
шпинделя.
Ступени возврата используются нередко
подач для передачи вращения также между
в коробках скоростей и коробках
параллельными валами либо с целью
осуществления большой редукции, либо для уменьшения количества зубчатых пере-
дач при заданном числе передаточных отношений. Например, из сравнения схем
по фиг. 51, а и б видно, что при одинаковом числе зубчатых передач механизм
по фиг. 51, а дает три передаточных отношения, а* по схеме фиг. 51, б — четыре:
f
; -~Г ; —- и -4- • — • (двойная ступень возврата, фиг. 51, в).
zl z2 z3 Z2 2s zl
10)
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Таким образом, применение ступеней возврата дает возможность уменьшить
при заданном числе скоростей ведомого вала (шпинделя) количество зубчатых
передач коробки за счет использования некоторых передач в обоих направлениях,
а также уменьшить количество расточек в корпусе коробки.
Большое распространение в механизмах станков получили переборы — простые
ступени возврата. Такой перебор позволяет удвоить число передаточных отноше-
ний. На фиг. 52 изображена типичная кинематическая схема коробки скоростей
с перебором. Она состоит из основного механизма 6 — 3-2 (группы передач между
валами / и II, II и III) и зубчатого перебора ~.
Фиг. 51.
Перебор -у- -ф может быть включен (положение на фиг. 52), и тогда пере-
26 27
дача вращения валу III, на котором заклинена шестерня zs, происходит через
этот п< ребор, как правило, п нижающий. Если же перебор выключить,
что может быть сделано различными способами, на схеме — перемещением
колеса z'7 влево до сцепления его торцевых кулачков с кулачками длинной
втулки z'3 — z\ — z6, то вращение
этой втулки будет передаваться валу
III непосредственно через напра-
вляющую шпонку или шлицы этого
вала.
Коробка по схеме фиг. 52 дает
12 передаточных отношений. Шести
передаточным отношениям /8,... ,
/12, получающимся при выключенном
переборе, отвечают при включенном
переборе передаточные отношения
Ч — J’ h ~ J’ • • > — Чг•
где J = -4- -у- , откуда следует,
26 z7
что если ряд передаточных отноше-
ний — геометрический, то J = 4^ = . . = -4^ = . К этому результату
z7 /8 /12 Ф0 J
можно было бы прийти и сразу, рассматривая перебор как последнюю перебор-
ную группу механизма и применяя к нему правило образования показателей х,
приведенное на стр. 81. Из этого правила следует, что если механизм дает гео-
метрический ряд передаточных отношений со знаменателем ®, а числа передач
в группах, предшествующих перебору, равны р3, . . . , рк, то передаточное
число перебора
(15. 40)
На структурных графиках каждой ступени возврата отвечает пара лучей (со-
ответственно двум образующим ее передачам), направления которых согласуются
с направлениями передачи вращения между валами (фиг. 53, структурная сетка
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
101
механизма по фиг. 52). Число делений между основаниями этих лучей определяет
величину передаточного отношения ступени возврата. Так, на фиг. 53 это число
1
делений равно шести соответственно J =
Передаточные же отношения двух
пар колес, образующих ступень возврата, могут быть выбраны произвольно с теми
ограничениями, которые налагают на каждую передачу условия (15. 10) и (15 40).
Для перебора коробки по фиг. 52 можно, например, принять при соблюдении этих
условий:
т. е. возможно только одно решение, так как р^:| = Если между парой
валов имеется несколько ступеней возврата, то совокупность их можно рассматри-
вать как группу передач. В соответствии с этим их передаточные отношения
должны составлять геометрический ряд со знаменателем cp-v, где показатель х опре-
деляется по правилам, указанным на стр. 81. Иногда отдельные передаточные
отношения этого ряда могут быть настолько малы, что простая ступень возврата
из двух зубчатых передач недостаточна для получения их. В подобных случаях
необходимое передаточное отношение можно осуществить посредством элементар-
ного механизма с несколькими ступенями возврата.
Определение чисел зубьев колес, образующих ступень возврата, производится
в общем случае с учетом того обстоятельства, что модули двух ее передач могут
быть различны вследствие сильной редукции, осуществляемой первой передачей,
и обусловленного этим значительного увеличения крутящего момента, передавае-
мого второй парой колес. В подобных случаях следует сначала определить диа-
метры делительных окружностей зубчатых колес перебора, наметив ориентиро-
вочно величины обоих модулей. Если же модули обеих передач решено принять
одинаковыми за счет более высокого качества материалов второй пары колес или
увеличения длины их зубьев, то можно определять непосредственно числа зубьев.
Для элементарного механизма по схеме на фиг. 51, б, с двойной ступенью воз-
врата, можно написать следующий ряд передаточных отношений:
h — 7 , 6i — - , бп
2i г>
гз
Av
~3
(15. 41)
-2
г2
Индексы при I обозначают здесь лишь номера передаточных отношений, но не
указывают на порядок их возрастания, который зависит от размеров зубчатых
колес. Если модули зубчатых передач механизма различны, то под z'j следует
понимать диаметры делительных окружностей соответствующих колес.
102
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
На основании соотношений (15, 41) можно написать для ступени возврата
Ау=:Ц--^-: т. е., qiu = zin • iiv • (15- 42)
‘.ii
Если ряд передаточных отношений рассматриваемого механизма — геометри-
ческий со знаменателем срх, то совокупность значений ij (15.41) должна пред-
ставлять ряд величин:
'1 = г'1-?°; гг = /1-?1; 'з = ч • ?2; н • ?8
или вообще
= z2 = а <pf+1; г3 = а-срс+2; z4 = a.<pc+3.,
Обозначим
1г = а-^х', iu-a-^y-, z'ni = а • <?1'; zIV = a-<pw.
По условию (15. 42) должно быть в таком случае
ср-т + .г = <p”+w, т. е. х -|- у = v -|- w,
(15. 43)
(15. 44)
(15. 45)
причем -показатели х, у, v, та должны составлять арифметический ряд с раз-
ностью 1 [см. (15.43)]. Так как 0 4-3=14-2, то все возможные решения при
а = 1 и с = 0 можно представить в форме следующей таблицы:
'п = —
1
1
'ш
<Р
V2
^2
1
’
срЗ
'iv =
^,2
?3
<f3
1
(рЭ
Зубчатые колеса Z] и z2 соответственно z' и z2 можно в рассматриваемом
механизме обменять местами; поэтому чис.ю найденных решений равно по суще-
ству не 8 = 2-2.2, а четырем; в этом смысле решения № 1 и 3, 2 и 4 и т. д.
тождественны.
Определить передаточные отношения всех зубчатых передач механизма со сту-
пенями возврата можно также с помощью структурных графиков. Например, для
механизма по фиг. 51, б все. четыре пары решений представлены на фиг. 54,
причем для построения принято а=1, с = —3 с целью избежать повышения
чисел оборотов в трех основных передачах механизма. В ступени возврата одна
передача будет, вообще говоря, повышающей, поскольку передача ~ работает в ней
2з
23
в обратном порядке, как — . Для того чтобы избежать повышающей передачи
гз
также и в ступени возврата, необходимо принять znI = -Ц- = -р. Удовлетворить
2з
этому условию, не вводя вместе с тем в механизм повышающих основных передач,
возможно, как показывают решения № 6 й 8 (фиг. 54). Если сохранить также
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
103
и здесь принятую везде выше систему обозначений зубчатых колес индексами
в порядке возрастающих диаметров, то наиболее подходящим будет решение
1 1 1 'Г'п _ 1
“ V ’ ~ Г ’ ~ 1 ’ 'Iv ~ ~ ’
т. е. ступень возврата дает самое
низкое передаточное отношение.
Построение графиков, подобных представленным для взятого примера на
фиг. 54, можно производить и без особого анализа путем проб, которые при
некотором навыке быстро приводят к цели.
Так как величине с в выражениях (15. 43) можно придавать, произвольное по-
ложительное или отрицательное значение (ограниченное, впрочем, конструктивными
требованиями), то из каждого найденного решения поставленной задачи можно
получить ряд дополнительных решений.
Варьировать основное решение особенно просто при пользовании структур-
ными графиками. Действительно, при перемещении точки па на оси I (фиг. 54)
изменяются лишь направления лучей, характеризующие величины передаточных
отношений, расположение же точек ttj на оси II, соответствующих ступеням ско-
рости ведомого вала, остается неизменным. Все величины ij изменяются в одном
104
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
и той же отношении, как это следует из самого принципа построения структур-
ных графиков (см. фиг. 55, на которой представлены основное решение № 1,
фиг. 54, и два полученных варианта с с = 0,5 и с = —2).
Пользуясь изложенными методами расчета, можно определить передаточные
отношения также и более сложных механизмов со ступенями возврата.
Определение передаточных отношений зубчатых передач механизмов с много-
кратными ступенями возврата производится с помощью метода, представляющего
Фиг. 55.
обобщение изложенных выше приемов расчета. Механизмы этого рода (коробка
Рупперта и т. п.) в современных станках почти не применяются. Часто применяе-
мый в механизмах подач токарных и токарно-винторезных станков меандр — мно-
жительный механизм с несколькими ступенями возврата — рассмотрен в § 38, Г.
§ 16. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ КОЛЕС МЕХАНИЗМОВ
ТИПА КОРОБОК СКОРОСТЕЙ И КОРОБОК ПОДАЧ
После того как передаточные отношения всех передач, входящих в состав
кинематической схемы станка, установлены, необходимо определить числа зубьев
зубчатых и червячных колес, диаметры шкивов, числа заходов червяков, величины
шага ходовых винтов. Это не представляет никаких затруднений, если названные
кинематические параметры отдельных передач не связаны между собой и опреде-
ляются лишь величиной требуемого передаточного отношения. Несколько более
сложно вычисление этих параметров в тех случаях, когда они подчинены допол-
нительным условиям. Последнее относится главным образом к числам зубьев колес
двух- или многоваловых механизмов типа коробок скоростей, редукторов и коро-
бок подач.
А. Общий метод
Для каждой группы передач между двумя валами должно соблюдаться условие
(см., например, фиг. 30):
D«, + D'Ol = Dai + D'ai - Da3 + D'a, = . . . |
, I I } (16- 1)
O*, -f- -f- О», = -f- Dba — • . J
и т. д., t. e. сумма диаметров начальных окружностей сопряженных зубчатых
колес одной группы должна быть постоянной. Короче это можно написать так:
Dj 4- Dj' = 2D0 = const, (16. 2)
где Dj и Dj — диаметры начальных окружностей соответственно ведущего и ведо-
мого колес зубчатой передачи; индекс j распространяется на все передачи одной
Dj Di
и той же группы; Do =------—- — расстояние между осями валов этой группы
Для частного случая, когда Dj = D j, т. е. когда передаточное отношение равно 1,
из равенства (16.2) следует, что £>0 = Dj = Dj-, следовательно, величина Do пред-
ставляет также диаметр колес той передачи данной группы (действительно имею-
щейся в ней или воображаемой передачи), для которой Uj = 1.
Если установлено передаточное отношение
D,
= (16.3)
Определение чисел зубьев колес
105
то из уравнений (16.2) и (16.3) находятся оба диаметра:
Ut , 1
Di = 2D0 —; Dj = 2D0 j-j— .
1 0 1 + Uj ’ J 0 1 + Uj
(16. 4)
Модули всех зубчатых передач одной и той же группы делают обычно одина-
ковыми, чтобы упростить изготовление станка. Если при этом начальные окруж-
ности колес совпадают с делительными, как это бывает в большинстве случаев
(нулевые зубчатые передачи), то для каждой из групп механизма, заключающего
лишь прямозубые передачи,
Dj — т Zj, Dj — т Zj, (16. 5)
где Zj — число зубьев ведущего колеса; z'j—число зубьев ведомого колеса; т —
модуль.
Если обозначить D0 = m-zt, то формулы (16. 4) после сокращения на множи-
тель т принимают следующий вид:
щ
zs= 2г° т’
zi = 2/° Кр}
7=1, 2,...
(16. 6)
При этом расстояние между осями валов
4
А = Do = m-z0, т. е. г0 = ~.
(16- 7)
Следовательно, г0 представляет межосевое расстояние передач данной группы,
выраженное через их общий мочуль.
Каждое из передаточных отношений, независимо от его величины, всегда можно
представить в виде отношения двух взаимно простых целых чисел fj и gJt т. е.
всегда можно написать
= (16. 8)
1 Sj
где fj и gj не имеют общих множителей.
При этом соотношения (16. 6) принимают форму
,=2г -А-
7 Z°fj + gj
.' п. SJ
Так как Zj, z'j—целые числа, a fj и gj не делятся на сумму fj~\-gj, то эта
сумма должна входить множителем в величину 2д0 = ,г;. т- е- Должно быть
2д0 = Ej (fj + gj) при 7 = 1, 2,... (16.10)
Если группа состоит из р передач, т. е. j = 1, 2, . . . ,р, то
2го = ^(Л+^) = Е2(А + ^)=... =^(4 + gp). (16. И)
Иначе говоря, число 2z0 — сумма зубьев пары сопряженных колес группы —
должно быть кратным всех сумм (Л + g,), где — — ut и Л, g,— взаимно про-
77 gj • 7 7
стые числа. Наименьшее значение 2г,0 находится, следовательно, как наименьшее
кратное всех сумм (fj-\-gj).
Подставляя в формулы (16.9) значение 2д0 из формулы (16.10), получим
Zj=Ej.fj- z'^Ej.gj. (16. 12)
106 Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Очевидно, что наименьшее число z зубьев имеет в группе либо ведущее колесо
fx «
передачи с «• = пшш = — , либо ведомое колесо передачи с и, = пшах = —
J Sx 1 Sy
fx Sy „
в зависимости от того, какая из величин — и меньше. Если наименьшее крат-
Sx з у
ное сумм (Л-J- gj) равно К, то
2гв = Е-К, (16.13)
где Е— целое число. На основании формул (16.9) можно поэтому написать
либо
(16. 14)
Число зубьев каждого из колес не должно быть меньше некоторой предельной
величины гШ1п, определяемой главным образом тем условием, чтобы зуб не полу-
чался подрезанным. Следовательно, должно быть z>zmin, т. е.
Е-К~, > Zmin, соответственно Е-К^-—> zm\n. (16.15)
Jx “Г Sx Jу~\~ Sy
откуда
„ zmln (fx + Sx) „ zmin (fу + Sy* . c.
In —------T7-}-----, соответственно Ешщ =-----------j/---— (16. 16)
‘х-Jx T\-Sy
или ближайшее к этому значению большее целое число.
Пусть, например, группа состоит из шести передач с отношениями
_ I _ 1 . _ 1___________11_. _ 1 _ 1
1 1,264 2,52 ’ 1,2о“ “ 2 ’ “з ~ 1,26» “ 1,58 ’
_ 1 , _ _1___________ 1,26
"4 1,26 ’ ““ — 1,26“ “ 1 ’ ““ ~ 1 '
Следуя изложенному способу, можно написать:
“1 — ^52 ~ ~f ’> Л — 2, g\ — 5; А + = 7
"г ~ ~ ’> Д= li Яг =2; /2 -ф g2 = 3
"з=П8~1Т: Л = 7, = /s + g3- 18 = 2-3.3
"4==Т1б~4: А = 4’ ^ = 5; Л + Я4 = 9 = 3-3
“а = — 1 Л = 1, Яа — 1 ’> /з + Яз ~ 2
,гв — -j~~ ~ 1 А = 5, ge = 4; fa ^(. = 9 = 3 3
Наименьшее кратное
/С = 7-32.3= 126
Сумма чисел
зубьев сопряженных
колес
2z0 = £./C= 126£
Т. 1 1,96
Так как в данном случае «mIn = , итах = -у-
муле (16. 16) должно быть _
и -— > иш1п, то по фор-
umax
гтin ^2 5) ___£пНп
126-2 ~ 36
и при гШ1п =17 получается
F - 17
£т|П -
следовательно, наименьшее возможное значение £=1 и 2z„=126.
Определение чисел зубьев колес
107
Пользуясь формулами (16.9), находим;
Контроль
г. = 126--J = 36; /; =126-1 = 90; z, + z\ = 36+ 90 = 126; % = 1 = 1- -
( * I 1 ? uJ x,DU
21
гг= 126-1 = 42; /' = 126-1= 84; z2 + /' = 42 + 84 = 126; J = ^ =-1.
/,= 126-1= 49; /' = 126-1=77; /, + /' = 49 + 77 = 126; 1 = 1 = .
/< = 126-1 = 56; /< = 126-1 = 70; /< + /< = 56 + 70 = 126; 1 g .
Z4
/,= 126-1=63; /'= 126-1 = 63; /, + z\ = 63 + 63 = 126; ~ = -1 .
*5
/,= 126-1 = 70; /'= 126-1 = 56; z6 +/'= 70+56 = 126; = g =’12 .
Сумма чисел зубьев получилась в примере, несколько большей, чем это же-
лательно (по возможности должно быть 2/0 < 100, в крайнем случае 2/0 < 120),
потому что в величину наименьшего кратного К здесь входит множитель 7. Если
бы также и передаточное отношение их = —1 удалось представить (после округ-
ления) в виде отношения — таких целых чисел, чтобы сумма (/< + gx) разлагалась
St
только на множители 2 и 3, то 2/0 получилось бы меньшим. Например,
1 31 1
U1 ~ 252 ~ П" = 2484 —отклонение около 1,5°/0, что допустимо. При этом
ft + gt = 31 + 77 = 108 = 2а- З8, и тогда К = 108, £П))Л = ±В1Я§1±11 = ,
и при /т|П =17 Е = 1; следовательно, 2/0 = 108, и т. д.
Если 2z0 получается чрезмерно большим, т. е. больше 100 — 120, то можно
уменьшить сумму зубьев, следовательно, и межосевое расстояние, пользуясь сле-
дующим приемом: отбросить те передаточные отношения, которые приводят к боль-
шому значению К, и, исходя из остальных величин иу-, найти К и 2/0; после этого
по установленному таким образом значению 2/0 определить с помощью формул
(16.6) числа зубьев Zj, z'j для передач, отброшенных при вычислении К. Эти Zj
и z'j получаются дробными, и их нужно округлить до целых чисел так, чтобы
отношения —возможно мало отличались от требуемых значений и,. Иногда для
ZJ
этого приходится принимать некоторые суммы (Zj + z'j) отличными от 2/0 на + 1,
в крайнем случае на +2, т. е. исправлять (корригировать) некоторые зубчатые
передачи механизма. Так, во взятом числовом примере, отбросив при определении
2/0 передаточное отношение получили бы
К= 3-2-3 = 18, 2/0=18/?,
fmm = Zmin(l +g‘l = (1 + = -1-3,52 = 3,32,
Л - J! Л \ .11 ) 1Н
следовательно,
£•=4, 2/0 = Е-К = 4-18 = 72,
108 Разработка кинематической схемы проектируемого станка
и отсюда
1 , 9
z2= 72-4-= 24; < = 72.-=-= 48;
о i а
Z3=72.2-=28; 4=72.4 = 44;
4 . 5
^=72-4=32; < = 72.А = 40;
z5 = z' = 72.4 = 36;
5 4
z6=72.-j-=40; z; = 72.-i-= 32.
По формулам (16. 6j
1 , 2 52
^=72.J? = 20,4; z;=72.g- = 51,6.
Возможны следующие округленные значения:
a) zx = 20, z\ = 52; при этом Zj + z[ = 72 и 4 == -|g- = вместо ^2 ’
б) z, = 20, z, = 51; при этом — = — = , что очень близко к требуе-
1 J ^1 31
мому значению их, но сумма чисел зубьев z1-j-z'1 = 71 показывает, что передача
4 должна быть сконструирована в данном случае как передача со смешанным
zi
исправлением (коррекцией). Изготовление зубчатых колес с исправленным эволь-
вентным зацеплением никаких трудностей не представляет.
Значения всех Zy- и z) для каждой группы можно находить также с помощью
логарифмической линейки, пользуясь приемом, применяемым для приближенного
подбора сменных зубчатых колес и известным из курса „Кинематика станков*
Для однопарных гитар в кинематических цепях настройки режима резания нор-
маль станкостроения устанавливает три следующих значения межцентрового рас-
стояния сменных колес: А = 36m, или 45m, или 60m, где m — модуль зацепления.
По формуле (16.7) соответствующие значения 2z0 составляют
9 А
2z0 =— = 72, или 90, или 120.
0 m ’
Эти числа удобны потому, что все они разлагаются на простые множители
2, 3 и 5 (72 = 23-32; 90 = 2 - 32-5; 120 = 23-3.5). Указанные величины 2z0 часто
оказываются подходящими и для групп постоянных передач. Можно, в частности,
доказать, что значение 2z0 = 72 пригодно для любой группы передач при условии,
1 . .2
если все передаточные отношения ее удовлетворяют условию < Uj < -j-, при-
чем Uj = <р±£, где ср — один из стандартных знаменателей—1,06, 1,12 и т. д.
Б. Определение чисел зубьев колес при различных модулях
у передач одной группы
Выше было предположено, что все зубчатые передачи одной и той же группы
имеют одинаковый модуль, как это в большинстве случаев и делают, чтобы, как
сказано, не осложнять изготовление коробки чрезмерным разнообразием модулей.
Однако иногда окружные усилия, передаваемые различными парами колес группы,
разнятся настолько значительно, что целесообразнее брать для них различные
модули; но и в таких случаях больше двух модулей в одной группе не следует
допускать — в этом, как правило, нет необходимости. Если модули передач группы
Определение чисел зубьев колее
109
стандартные модули
мм, в соответствии
(16. 17)
(16. 18)
(16. 19)
поставленной задачи
неодинаковы, то указанный выше способ определения чисел зубьев колес изме-
няется следующим образом.
Пусть часть передач группы должна иметь модуль rnlt остальные передачи —
модуль лл2, причем все колеса группы — прямозубые. Так как
(ОСТ 1597) кратны 0,25 мм, а чаще всего даже кратны 0,5
с нормалью станкостроения Н24-2, то условия
2Д = т, (гу + г)) = 2z'• |
2А = т2 г)) = 2z')-т2, j
где А — межосевое расстояние, можно написать также в виде
2го _ т2 ___ е,
2z" “ "6 ~ ’й’ ’
где ер ег — целые взаимно простые числа. Следовательно,
2z'o = k.e2 и 2zv0 = k • «р
где k — также целее число. Отсюда следует, что для решения
нужно отыскать среди значений ‘2z’n — Zj -|- z), найденных одним из изложенных
выше способов, число, кратное е2. Оно определит k = — и 2z" — k-ex.
е2
Точное решение этой задачи часто представляет трудности или даже практи-
чески невозможно, потому что 2z'o должно быть кратным не только нескольких
сумм gj), но также и е2, следовательно, может получиться чрезмерно боль-
шим (2д'^>120). По этой причине нередко приходится отступать от теоретиче-
ских значений Uj несколько больше, чем при модуле, одинаковом у всех колес
группы, и, кроме того, более широко применять исправленные (корригированные)
передачи. Это поясняется следующим примером.
Пусть группа состоит из пяти передач:
_ 1________1 . _ 1____________1_ . 1
“ 1,413 ~ 2,82 ’ И2“ 1,41а'“’2 ’ ив~ 1,41
с модулем т1 = 3,5 мм и двух- передач
_______1 _ 1 _ 1,41
и* ~ 1,41" “ 1 ’ 1
с модулем т2 = 2,75 мм.
Следовательно, по формулам (16. 18) и (16. 19)
2го 2,75 П о , ... о „ ...
„ Г) и 2д0 11Л, 2г0 14&.
ZZ0
С помощью логарифмической линейки находим:
— _1 ~!7 ™ zl ?z 26 27 В? 5?
U1 ~ 2^2 ~ 48 ’ 51 ’ 19’ 62 ’ (Г, ’ 73 ’ 76 ’ 79 ’ 82
Суммы. .65, 69, 80, 84, 18, 99, 103, 107, ill
_ 1 ^_27 29 32 3 4 37 39 41 42 44 46
“в — 1,41 ~38’ 41’ 43’ 48’ 52’ 5-> ’ 58’ 59’ 62’ 65
Суммы . . 65, 70, 77, 82, 89, 94 , 99, 101, 106, 11Т
Для передачи и2 = у сумма 2z'o должна быть, очевидно, кратной 3. Так как
2z'q = 1 )k, то условиям задачи полностью удовтетворяет значение 2z'o = 99 = 11.9;
однако при этом получается 2z’^ — 14k — 14.9= 126, что несколько превышает
110 Разработка кинематической схемы проектируемого станка
указанную выше (стр. 107) границу. Поэтому лучше принять для 2z'o одно из двух
других возможных решений: 2z'= 66 и 65 или 2Zq=87, 88 и 89. Так как при
первом из них наименьшее колесо имеет лишь 17 зубьев, то выбираем оконча-
тельно решение 2^=88=11.8 и, следовательно, 2z" = 14- 8 = 112. Значения
чисел зубьев колес:
Zj = 23; z; = 65; z, + zj = 88; 4- = g = <yg- ;
-i
z2 = 87--g = 29; zl= 87.-1 = 58; z2 + z(, = 87; # = = -g ;
z j 2 3 2 1 2 z<2 58 2
2, -37; 2, „52; .2, + = S3; Ь. _ » _ L..
z3
88
Расстояние .между осями налов: Д = ,/• • 3,5 — 154 мм.
Для двух остальных передач с 2г" = 112:
z4 = z; = l-~ = 56;
1 41 1
z6 = 112 • OI = 65,6, z' =112. ~ =46,4;
округляя, примем
к- < ,, , .,, z, 65 1,41
z5 — bo zq = 46 z3 + z. = 111; -y-= — =-a— .
J ’5 3 I о ' 46 1
г5
Расстояние между осями налов (контроль):
А = z"-m„ — lg-2,75 = 154 мм,
как и должно быть.
Передачи Д , и ~ требуют исправления по крайней мере одного зубча-
*2 Z3 г5
того колеса каждая.
В. Определение чисел зубьев при наличии связанного колеса
в двух смежных группах
Изложенный выше: порядок определения чисел зубьев колес несколько изме-
няется, если в механизме имеются связанные колеса (см. стр. 98).
Пусть двум соседним группам принадлежит лишь одно связанное колесо. Это
значит, что к исходным данным для расчета чисел зубьев механизма с независи-
мыми передачами добавляется еще одно условие:
< = (16.20)
где а и Ь — группы передач, связанные общим колесом (например, в коробке по
схеме фиг. 47 а'2 = Ь2). Как уже указывалось, передаточные отношения всех пере-
дач механизма находятся точно так же, как для механизма со свободными коле-
сами; остается поэтому неизменным и внешний вид структурных графиков.
Определив способом, изложенным в § 16, А, сумму 2z0a сопряженных колес
передач группы а, находят затем по формуле (16.6) значения чисел зубьев всех
колес этой группы и в частности
= где = (16.21)
if*
Определение чисел зубьев колес
111
Так как по той же формуле
^ = 2^-^, (16.22)
где 2zoft — сумма зубьев сопряженных колес передач группы b и и, = , то из
bi
условия (16. 20) следует:
2г-'ГТ7,;=2г-'ПГ7, (10.23)
2дой = 2д0 г .' --•= 2z (1-J-— V (16.24)
°° оа 1 4- >1к и1 1т "к \ “I / 7
Отсюда видно, что сумма 2гой при одном и том же значении 2zoa получается
тем меньшей, чем большими выбраны передаточные отношения и;{ и «г, т. е. при
принятой системе обозначений iij—чем больше индексы к и I. Это указывает
на путь уменьшения расстояний между осями налов проектируемой коробки со
связанными колесами.
Определив из соотношения (16. 24) сумму 2zob зубьев для передач группы Ь,
находят далее числа зубьев всех колес группы, пользуясь формулами (16. 6). Эти
числа получаются, вообще говоря, не целыми, и округление их приводит к неко-
торым отступлениям, практически незначительным, от теоретических величин пере-
даточных отношений.
Механизмы с двумя связанными колесами в двух соседних группах применяются
в станках редко, поэтому способ определения чисел зубьев колес таких механиз-
мов здесь не приводится.
Г. Определение чисел зубьев колес косозубых передач
В некоторых конструкциях коробок скоростей современных станков все пере-
дачи состоят из косозубых колес; при этом сопряженные колеса находятся в по-
стоянном зацеплении, и переключения передач производятся посредством муфт.
Встречаются также коробки скоростей, в которых все передачи — шевронные (см.,
например, фиг. 232). При таких конструкциях механизма способ определения
чисел зубьев зависит от того, каким инструментом будет производиться нареза-
ние косозубых колес.
1. Колеса нарезаются тем же зуборезным инструментом, который применяется
для нарезания прямозубых колес, или стандартным косозубым долбяком (на зубо-
долбежном станке); следовательно, стандартным является нормальный модуль.
В этом случае легко осуществить с полной точностью весь ряд требуемых пере-
даточных отношений, пользуясь зависимостью межосевого расстояния косозубой
передачи от угла наклона зубьев; поэтому такие колеса особенно удобны для ко-
робок подач, которые должны давать специальный — не геометрический — ряд
передаточных отношений, в частности, для коробок подач винторезных станков.
Действительно, расстояние между осями пары сопряженных колес с числами
зубьев Zj и z'j при угле наклона зубьев и нормальном модуле тп равно
Л = —Щ--. (16.25)
или, если обозначить попрежнему Д = zo-inn,
+ Z'j = -Zo- CC,S Р? (16. 26)
причем должно быть z7 7' (16. 27)
112
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Выбрав 2z0 и решая совместно два последних уравнения, можно найти угол
наклона зубьев для каждой передачи данной группы:
z, , „ 2/ 14- и,
cos Ру = (1 или cos Д.= . (16.28)
Число зубьев z'j (или zj) нужно при этом выбирать с таким расчетом, чтобы
правая часть последнего равенства, не превышающая, конечно, единицы, была не
слишком отлична от нее, так как иначе угол наклона получится слишком большим;
последнее нежелательно по причинам, указанным ниже (см. § 33, Б).
Если перелаточные отношения должны быть выдержаны с полной точностью,
как это требуется, например, от коробок подач резьбонарезных станков, то по-
ставленная задача решается следующим образом.
Значения приводятся к отношениям целых взаимно простых чисел fj, gy.
^j-ТГ (,6 29>
В таком случае
zJ==kffj и z'j=kj-gp (16.30)
где fey—также целее число. Из равенства (16.26) следует, поскольку cos < 1,
z + z'j = fe y(/y + gj) < 2z0,
fe < ,
J fj+gj
kj (fj+gj)
cos -------___
(16. 31)
(16.32)
Для того чтобы угол Ру был не слишком велик (желательно ру < 30°), нужно
соответствующим образом выбрать fe;-; из неравенства (16. 31) видно, однако, что
это практически возможно не всегда, так как должно быть fey > 1, а это условие
может привести к конструктивно неудобной величине суммы 2z0 (^§> 120).
2. Колеса нарезаются на зубострогальных полуавтоматах косозубым инстру-
ментом—двумя долбяками или гребенками. В обоих случаях стандартным является
торцевой модуль; следовательно, расчет чисел зубьев колес производится точно
так же, как и прямозубых колес. В формулах пп. А и Б вместо модуля т везде
фигурирует торцевой модуль ms.
Д. Соотношения между числами зубьев колес передвижных блоков
Если все зубчатые колеса группы передач находятся попарно в постоянном
зацешгении и, следовательно, включение и выключение их производятся посред-
ством сцепных муфт или вытяжной шпонки, то значения Zj и zj найденные одним
из указанных способов, являются окончательными. Если же в группе имеются пе-
редвижные (скользящие) блоки зубчатых колес, то необходим еще дополнитель-
ный контроль найденного решения, чтобы проверить возможность свободного пе-
ревода блока во все требуемые положения.
1. Двойные блоки зубчатых колес. При любом расположении двой-
ного блока относительно закрепленных сопряженных колес перемещение блока
вдоль своего вала происходит беспрепятственно независимо от размеров этих
колес.
2. Тройные блоки зубчатых колес. Для того чтобы блок из трех
колес Zj < z2 < z3, расположенных, как показано на фиг. 56, можно было пере-
вести влево до зацеплении z± с z'v колесо z2 должно свободно пройти мимо z'3 ;
следовательно, полусумма диаметров окружностей выступов колес z2 и z'3 должна
быть меньше межосевого расстояния А. Пусть обозначают: т— модуль колес
Определение чисел зубьев колес
113
группы; /0 — коэфициент высоты головки зуба (отношение высоты головки к
модулю); $ — коэфициент смещения профиля на соответствующем колесе; —
= £ + s' — суммарный коэфициент смещения пары сопряженных колес; dd = m-z—
диаметр делительной окружности; De — диаметр окружности выступов.
Для сопряженных колес zt и z' передачи с некомпенсированным исправлением
диаметры окружностей выступов определяются формулами
Del = т [Z1 + 2(/и + - 2$с1 - (Zi + zj)] + 24,
О;, = т [zj + 2 (f0 + - 2£fl - (zx + zj] + 2A. (16-33)
Следовательно, для колес z2 и z'3
1 > = m [z3 + 2 (/„ + - 2lc2 - (z2 + z')] + 24 =
= « [2(/o+ Ы - 2 (S2 + ?;) - z'j + 2A =
= m[2 (4-^) -4] + 2+
'<з =: m [4 + 2 (Л + - 2;f3 - (z3 + z')] + 24 =
= tn [2(/0 + Ц)-2(Е3+Ц)-г3] +24 =
= m [2(/0 £3) z3] 4- 24.
Если подставить эти значения в условие свободного передвижения блока
Ой+^з<2Л, (16.35)
то получится
т [4/о — 2 (4 + ^з) — (4 + + 44 < 24
ИЛИ
(4+г.1)^4/п.+ 2(Ц+^> (16.36а)
Совершенно аналогично для свободного прохода колеса z1 мимо z'3 должно
удовлегворяться неравенство
(4 + z3) - 4/0 + 2 + у > • (16. 366)
В случае, если одна из передач группы проектируется с компенсированным
исправлением, формулы (16.36а и б) могут быть несколько упрощены путем
использования соотношений
4 = т(г + г') и f_Lf':==o, (16.37)
действительных для таких передач. Пусть, например, компенсированное исправле-
ние применено в передаче 4? • Подставляя в условия (16. 36) вместо 4 и зна-
гз
чения их из формул (16. 37), получим
4 + + - 4/0 + 2 (;_, £3) > z3 + z';
+ + + ” 4/о + 2 (?] — I') > z3 + z.j
или
z;-z'>44 + 2(e;--q
Zr-z'>4/0+2(E3 - Ех). (16.38)
8 Ачеркан 1386
114
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Для неисправленных (некорригированных) передач — 0, лА —
= mfz-j-z') и условия (16.36) могут быть написаны в виде
4 + ZS - 44 > *2 + 4 zj 4- z3 - 4/0 > Zj 4- 4
ИЛИ
zg — z2 > 4/0; z3 — Zj > 4/0.
(16. 39)
Второе из последних условий является в этом случае следствием первого, так
как zx < z2.
Для стандартных неисправленных профилей /0 = 1 или /0 = 0,8. При этих зна-
чениях коэфициента высоты головки зубьев условие (16.39) принимает форму:
при/р=1 z3 — z2 > 4; при /0 = 0,8 z3 — z2 > 4.
(16. 40)
Таким образом при неисправленных колесах „узкий" тройной блок по типу
фиг. 56 (т. е. блок, составляющие зубчатые колеса или венцы которого распо-
ложены настолько тесно, насколько это допускает технология изготовления блока;
см. стр. 254) можно переключать во все положения при том условии, если раз-
ность чисел зубьев наибольшего и следующего по диаметру колеса блока не
меньше пяти при /0 == 1 и не меньше четырех — при f0 = 0,8. Для исправленных
передач проверка возможности свободного передвижения „узкого" блока произво-
дится с помощью формул (16.36) при некомпенсированном исправлении и (16. 38)
при компенсированном.
Если бы проверка показала, что при вычисленных значениях zy- и z'. условия
свободного передвижения блока не выполняются, то для увеличения суммы или
разности чисел зубьев в левых частях контрольных формул следует либо увели-
чить 2z0, т. е. увеличить коэфициент Е в выражении (16.13), либо перейти от
„узкого" расположения колес в передвижном блоке к „широкому" (т. е. к такому
расположению колес, при котором среднее зубчатое колесо трехвенцового пере-
движного блока не приходится проводить мимо наименьшего из неподвижных ко-
лес на сопряженном валу и т. п.), либо, наконец, применить конструкцию с от-
дельными передвижными зубчатыми колесами.
ЛИТЕРАТУРА
1. Энциклопедический справочник „Машиностроение", т. 9, гл. II, Машгиз, 1949.
2. Сборник „Скоростные методы обработки металлов", под общ. ред. проф. А. П. Со-
коловского Машгиз, 1948.
3. Сборник „Скоростные методы обработки металлов", под общ. ред. инж. В. Г. Люль-
ченко, Машгиз, 1949.
4. Сборник „Скоростные методы обработки металлов. Опыт московских заводов",
Машгиз 1949.
5. Сборник „Точность механической обработки и пути ее повышения", под ред. проф.
А. П. Соколовского, Машгиз, 1951.
6. Н. Г. Бруевич, Точность механизмов, ГНТИ, 1946.
7. Н. А. Бородач ев, Обоснования методики расчета допусков и ошибок кинема-
тических цепей, ч. 1, 1943, ч. 2, 1946.
8. С. Т. Цуккерман, Точные механизмы, Оборонгиз, 1941.
9. Б. С. Балакшин, Технология станкостроения, гл. II, 2-е изд., Машгиз, 1949.
10. Г. И. Грановский, Кинематика резания, Машгиз, 1948.
И. Н. В. Игнатьев, Графический метод расчета коробок скоростей и механизмов
подач металлорежущих станков, изд. ЭНИМС, 1938.
12. Р. Г е р м а р, Стандартные числа оборотов в передачах, Стандартгиз, 1936.
13. Н. С. А ч е р к а н, Расчет н конструирование металлорежущих станков, т. 1,
гл. II, ОНТИ, 1937.
14. Н. С. А ч е р к а н, Наивыго.тнейшее число зубчатых колес в механизмах типа
многоваловых коробок скоростей, „Станки и инструмент" № 2, 1950.
15. Ф. Л. Копелев, Новый радиально-сверлильный станок, модель 257, „Вестник
технической информации МСС“ № 11, 1949.
ГЛАВА IV
СТАНИНЫ. НАПРАВЛЯЮЩИЕ. СТОЙКИ, СТОЛЫ,
ПОПЕРЕЧИНЫ (ТРАВЕРСЫ), СУПОРТЫ
§ 17. СТАНИНЫ
Основным требованием, предъявляемым к станине станка, является возможно
длительное — в течение по меньшей мере нескольких лет — обеспечение правиль-
ного взаимного положения узлов и частей, монтированных на станине, при всех
предусмотренных режимах работы станка. Это относится как к узлам, неподвижным
на станине, так и к перемещающимся по ней или по частям, жестко связанным
со станиной. Выполнение указанной важнейшей функции, от чего зависит в зна-
чительной степени точность обработанного на станке изделия (она зависит, однако,
и от ряда других факторов), достигается неизменностью соответственно расположен-
ных на станине базирующих поверхностей для основных узлов станка,
неподвижных и перемещающихся в процессе снятия стружки или при наладке
станка. Базирующие поверхности для перемещающихся частей называются напра-
вляющими движения и направляющими перестановки.
Отсюда вытекает предъявляемое к станинам наряду с требованиями прочности,
удобства изготовления, малой „металлоемкости" и достаточно низкой стоимости
основное требование неизменности относительных положений бази-
рующих поверхностей во время работы станка.
Практически это сводится к требованию неизменности формы ста-
нины, которая достигается:
1) выбором материала станины и такой технологии ее изготовления, которая
исключала бы постепенное изменение формы станины, вызываемое иногда внутрен-
ними напряжениями (см. стр. 121 —131);
2) такой жесткостью станины, при которой ее деформации под действием
наибольших усилий во время работы станка не выходили бы за пределы, сообра-
зованные с допусками на неточность изделий, которые будут обрабатываться на
проектируемом станке;
3) виброустойчивостью станины (как и других частей станка и инструмента),
необходимой для того, чтобы чистота поверхности обработанных изделий отвечала
характеру работ, выполняемых на станке (черновая, получистовая, чистовая, отде-
лочная обработка), а стойкость инструмента была экономичной;
4) достаточно большой износостойкостью направляющих движения и переста-
новки, для того чтобы регулировку их с целью компенсации зазоров, увеличиваю-
щихся вследствие износа, а тем более ремонт не приходилось производить слишком
часто.
При любом материале станины невозможно исключить влияние колебаний тем-
пературы внутри цеха на размеры и форму станины. Поэтому такие высокоточные
станки, как координатно-расточные, резьбошлифовальные, доводочные для кали-
бров и т. п., устанавливают в помещениях с нормальной температурой 20°С
(ОСТ 85002-39), регулируемой автоматически.
Форму станины определяют прежде всего:
1. Расположение на ней базирующих поверхностей и в особенности направляю-
щих для супортов, стола, подвижной стойки, головки, бабки и т. п. В зависимо-
116 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
сти от этого станина получает развитие по горизонтали — в длину или ширину,
по вертикали (станки долбежные, плоскошлифовальные, протяжные, шлифовально-
притирочные, различные станки ротационного типа), имеет в плане круглую форму
(станки с вращающимися столами — карусельные, плоскошлифовальные, притироч-
ные, станки с многопозиционными столами) и т. д. Так как расположение базирую-
щих поверхностей в немалой степени зависит, в свою очередь, от формы обра-
батываемых на станке изделий, то отсюда ясно значительное влияние формы
последних на конфигурацию станины.
2. Вес, размеры и длины ходов основных частей и узлов станка, особенно —
движущихся во время его работы.
Фиг. 57.
3. Необходимость размещения внутри станины различных механизмов и устройств —
привода, редуктора, бесступенчатого вариатора, органов системы управления, систем
смазки и охлаждения, в том числе резервуаров для масла и смазочно-охлаждаю-
щей жидкости. В станине же часто помещается электродвигатель, иногда пульт
электроуправления. В гидрофицированных станках в станине располагаются
насосы, гидравлические цилиндры, сервомоторы и остальное гидрооборудование
станка (см. для примера фиг. 57, барабанно-расточный полуавтомат).
4. Необходимость устройства в стенках станины проемов, окон и отверстий
для монтажа и демонтажа, для осмотра, регулирования и смазки механизмов станка,
а на стенках станины — платиков и кронштейнов для монтажа различного рода
устройств, иногда для установки измерительного инструмента и контрольных при-
боров во время сборки станка или при использовании его.
В станинах многих станков предусматриваются шкафчики для хранения инстру-
ментов, постоянных приспособлений, сменных и запасных частей.
Работа высокопроизводительных станков часто сопровождается отделением боль-
ших количеств стружки, в частности потому, что на заготовках оставлен большой
припуск на механическую обработку. Иногда это количество достигает сотен кило-
граммов в час, а в отдельных случаях измеряется многими тоннами в час (при-
мер— станок специального назначения, снимающий до 7 мя/час стружки при усилии
резания около 100 от). В подобных случаях совершенно необходимо обеспечить
быстрое и беспрепятственное удаление стружки. Это требование, одно из серьез-
нейших при проектировании современных скоростных станков, очень сильно влияет
на форму станины: в ней должны быть сделаны в соответствующих местах окна
и проемы для свободного падения стружки, наклонные к задней стенке станины
перегородки (скаты), а в самой стенке — окна. Примеры конструкций станин,
в которых учтено это требование, приведены на фиг. 58 (токарный станок с гидра-
Станины
117
влической подачей супорта), на фиг. 59 (станина револьверного станка), на фиг. 60
(многорезцовый полуавтомат), на фиг. 61 (сверлильно-фрезерный агрегатный станок).
В станинах современных высокопроизводительных станков нередко предусматри-
вается, кроме того, место для встроенного конвейера,
(шнека), непрерывно убирающего стружку, лен-
точного или иного транспортера, помещать который
желательно по возможности в самой станине, а не
в траншее под ней, чтобы не ломать пол неха и не
затруднять допуск к транспортеру для осмотра и
ремонта.
Борт основания станка должен иметь такую фор-
му, чтобы смазочно-охлаждающая жидкость не могла
стекать на пол (ср. фиг. 62, а, б с неправильной кон-
струкцией в на той же фигуре).
Для транспортировки станка (например, при уста-
новке его на место) в станине делают выемки для
каната или отверстия, сквозь которые пропускают
стальной лом (фиг. 63 вверху) или толстостенную
трубу для закрепления стропов (отверстия 1 и 2 на
фиг. 63 внизу).
При проектировании литой станины должны соб-
людаться общие литейно-технические требования, ка- __.
сающиеся толщины стенок, формы сопряжений и
переходов, конструкции перегородок, ребер, креп-
лений, приливов, внутренних полостей и пр.,
например, в виде червяка
имеющие целью облегчение формовки и уменьшение усадочных напряжений. Необ-
ходимо принимать в расчет также возможности производственных цехов того завода,
на котором будет изготовляться проектируемый станок, -литейного цеха (наиболь-
шие размеры опок, грузоподъемность
кранов и пр.), механических и сбороч-
ных (наличие оборудования для меха-
нической обработки больших станин
и наличие соответствующих кранов),
Передний су порт
ГидраВшоес-
г,Ш цилиндр
гродо/ннш
подали —.
Пере-
стабные
упрон
Дменные зудчатые ig
колеса привада
шпинделя
-17По
Фиг. 60.
пн ~М
Два неза-
з Висимыз
задний §
еупорта
Пространство
Фиг. 59.
условия транспортирования станка (железнодорожные габариты, грузоподъемность
платформ), условия сборки на заводе заказчика. Все это относится в особенности
к тяжелым станкам. Эти и подобные им соображения заставляют нередко делать
станины (как и другие большие части станка) составными из двух или нескольких
частей.
На конструктивное оформление литой станины нередко влияет также стремле-
ние к унификации конструкций, следовательно, к использованию имеющейся модели
цд Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Станины
119
чем изготовить новую.
Фнг. 64.
•станины: несколько переделать имеющуюся модель можно, как правило, легче
и быстрее и стоит это дешевле,
Из сказанного ясно, что фор-
мулировать детальные правила
конструктивного оформления ста-
нин, применимые ко всем стан-
кам даже одного и того же класса,
например, ко всем токарным, всем
фрезерным и т. д., невозможно.
Основные общие правила следуют
из сказанного выше и далее в
§ 19.
Уделяя при проектировании
станка должное внимание задаче
обеспечения жесткости станины,
не следует, однако, забывать,
что жесткость одной лишь этой
части сама по себе не обеспечи-
вает жесткости станка в целом,
а тем более жесткости упругой
системы станок — заготовка —
инструменты. Между тем
именно жесткость всей этой
системы ограничивает выбор
основных параметров режима
резания — подачи и глубины
t
е
резания, допустимых при
требуемой точности и чис-
тоте обработанной поверхности и сюйкости инструментов. Отсюда вполне обос-
нованное стремление связывать основные части станка таким образом, чтобы они
образовали замкнутую раму. На-
глядные примеры приведены на
фиг. 64 (специальный станок вы-
сотой около 9 м для сверления
броневых плит), на фиг. 65 (пор-
тальный 68-шпиндельный станок
модели ЛБ51 для сверления отвер-
стий в картере двигателя; две
боковые стойки связаны мощной
поперечиной). Эффект, достигае-
мый замыканием конструкции,
иллюстрирует фиг. 66, на которой
приведены виброграммы, соот-
ветствующие работе „замкнутого"
(вверху) и „незамкнутого“ (внизу)
горизонтально-фрезерного станка
при почти тождественных режимах
резания.
Иногда рамная конструкция
станка получается благодаря тре-
буемому расположению супортов
(ср. фиг. 67, а и б, схемы про-
дольно-фрезерных станков двух-
шпиндельного и четырехшпиндельного), в других случаях замыкание конструкции
осуществляется применением соединительных тяг, поперечин и тому подобных деталей
(фиг. 68, универсальный зубофрезерный станок модели 5Б32). Ту же цель — уве-
120 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
!Сдополнительной опорой консол.. Диам.фрезы 100 мм
Скор.резан v =13,8 м/мин
Гл у 5. резан. t~- 5 мм
Подача Бм=160 мм/мин
Диан, фрезы 130 мм
Онор, резан, и =/4,4 м/мин
Глуд. резан 1= 5 мм
Подача 5н=1Ь0мм /мин
Подача 8М-225мм/мин
Подача S„= 220мм/мин
2. Без дополнительной опоры
Фиг. 68.
Фиг. 69.
Материалы станин
121
личить жесткость конструкции — преследует отливка станины за одно целое с кор-
пусом передней бабки, практикуемая (или практиковавшаяся недавно) некоторыми
заводами при изготовлении многорезцовых токарных и револьверных станков, заодно
с корытом для охлаждающей жидкости (фиг. 69, сечение станины револьверного
станка) и тому подобные „монолитные11 („моноблочные”) конструкции. Опыт пока-
зывает, что эффект таких конструктивных мероприятий может быть очень значи-
телен; однако сколько-нибудь широкому применению в станках конструкций этого
рода препятствует сильное возрастание их стоимости из-за трудностей литейно-
технического характера, осложнения механической обработки отливки, а также и
осложнения сборки всего станка.
§ 18. МАТЕРИАЛЫ СТАНИН. ТЕХНИЧЕСКИЕ УСЛОВИЯ НА СТАНИНЫ
1. Чугун серый. Станины станков большей частью отливают из чугуна,
причем наиболее распространенным материалом остается до настоящего времени
обыкновенный серый чугун, хотя с каждым годом получают все большее примене-
ние также и чугуны других типов (см. ниже).
Решающее влияние на выбор марки серого чугуна оказывают направляющие дви-
жения, по которым во время работы станка скользят под нагрузкой каретка, стол
и тому подобные части станка и которые должны поэтому обладать высоким сопро-
тивлением истиранию. Многочисленные исследования и наблюдения, проводимые
как в лабораторных, так и в нормальных эксплуатационных условиях, показывают, что
чугунные поверхности истираются при прочих одинаковых условиях тем медленнее,
чем ближе структура чугуна к перлитовой, причем преимущества этой структуры
сказываются тем заметнее, чем выше удельное давление на трущейся поверхности.
Неблагоприятное влияние на износостойкость оказывают значительные включения
феррита — свыше примерно 20 —ЗО°/о, а особенно включения структурно свободных
карбидов, очень твердых и хрупких составляющих структуры; опыт показывает, что
критическое удельное давление, т. е. то давление, при котором наступает заедание
прущихся поверхностей, составляющее для чугуна с перлитовой основной массой
около 16 кг/см2, уменьшается до 8 кг/см2 при повышении содержания свободного
цементита с 0 до О,15°/о. Чугун с основной перлитовой массой обладает более
высокими механическими качествами — прочностью на изгиб, на растяжение и на
удар, более высокими вязкостью и твердостью, а также меньшей склонностью к обра-
зованию усадочных раковин, чем другие серые чугуны. Поэтому станины станков
отливают именно из перлитового чугуна, если только их направляющие не подвер-
гаются специальной термообработке или не изготовляются в виде стальных пластин,
привертываемых к чугунной станине; в таких случаях станина может быть отлита
из чугуна с пониженной изностойкостью.
Техническими условиями МСС, утвержденными в 1950 г., предусмотрено изго-
товление станин из чугуна классов М, I или II по классификации, принятой в нор-
мали станкостроения МТ21-1 (изд. 1950 г.).
Из чугуна класса М, с чисто перлитовой структурой, отличающегося высокой
прочностью и износостойкостью, должны изготовляться станины станков при высо-
ких, примерно до ац = 500 кг/см2, расчетных напряжениях изгиба и растяжения
или если условное удельное давление на направляющих станины /? > 20 кг/см2
(станины ножниц, станины с направляющими револьверных, автоматических токар-
ных и других сильно нагруженных станков).
При средних условных напряжениях ао < 300 кг/см2 и условных удельных
давлениях на направляющих р > 5 кг/см2 (и р > 1,5 кг с л/2, если вес станины
Ci > 10 m) нормаль МТ21-1 предписывает изготовлять станину из чугуна класса!,
имеющего перлитовую основную массу и обладающего повышенной прочностью
(см. табл. 5). К этой группе относятся станины с направляющими большинства
металлорежущих станков.
Станины, для которых аи < 100 кг'см'2, р < 5 кг/см-, должны изготовляться
из чугуна класса II (чугун средней прочности с перлито-ферритовой структурой
122 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
основной массы), если только направляющие станины не подвергаются поверхност-
ной закалке; в противном случае следует применять чугун более высокого класса.
Из чугуна класса II изготовляются также станины сложной конфигурации, если
более или менее значительное коробление не может быть допущено, а старение
отливки произвести невозможно.
При привертных направляющих чугун классов М и I применять не следует;
в подобных случаях достаточен, как правило, чугун класса III, к которому не
предъявляется особых требований ни по микроструктуре, ни по механическим
качествам.
Как видно из табл. 5, чугуны классов М, I и II близки по своим качествам
соответственно к чугунам марок СЧ 32-52, СЧ 21-40 и СЧ 15-32 по ГОСТ 1412-48.
Чугунные станины (как и другие от-
ливки станков) должны быть свободны от
отбела, трещин, раковин и рыхлот, раз-
личимых невооруженным глазом. Техниче-
ские условия, относящиеся к твердости
направляющих, приведены ниже (стр. 160).
Перлитовая структура чугуна дости-
гается соответствующей технологией ли-
тейного производства. Структура готовой
огливки может быть приближена к перли-
товой лишь путем нормализации с темпе-
ратур порядка 900—1000°. Следовательно,
исправление отлитой станины практически
возможно далеко не всегда: для этого
необходима печь больших размеров.
В результате неравномерного остывания
чугунной отливки, неоднородности литья
и малой пластичности чугуна в отливке возникают внутренние остаточные напря-
жения, которые постепенно выравниваются. Это перераспределение напряжений
сопровождается короблением отливки, которое может длиться очень долго, если
не были приняты меры к уничтожению остаточных напряжений. Формоизменению
отливки препятствует ее наружная корка; поэтому если эту корку снять, то вырав-
нивание напряжений происходит значительно быстрее. Так как неизменность формы
станины (как и некоторых других крупных отливок станка) имеет важнейшее зна-
чение, то снятие остаточных напряжений в них совершенно необходимо. Оно может
быть произведено различными способами, которые подробнее изучаются в курсе
„Технология станкостроения", а потому здесь не рассматриваются.
Внутренние напряжения, возникающие во время остывания отливки, могут быть
Сильно ослаблены, если при конструировании были правильно выбраны толщины
ее стенок. Необходимо избегать резких изменений толщины, так как иначе скорость
остывания в различных точках поперечного сечения отливки будет различна, и
в одних волокнах возникнут растягивающие, в других — сжимающие напряжения,
как показано на фиг. 70 для станины с резко различной толщиной вертикальных
стенок и направляющих Нередко это может привести к появлению трещин в местах
изменения толщины сечения.
Хороший эффект достигается также снятием корки с тех поверхностей станины,
которые расположены под требующими обработки поверхностями, в частности под
направляющими. Ширина таких прострагиваемых или фрезеруемых разгружающих
полос должна быть равна примерно ширине направляющих.
2. Ста лист ы й чугун. Для отливки станин иногда используется сталистый
чугун, получаемый из вагранки путем присадки в шихту стального лома в количе-
стве от 25—30 до 90—95°/0.
Сталистый чугун обладает по сравнению с серым чугуном более высокими
механическими качествами, большей твердостью, меньше деформируется без старения
и хорошо обрабатывается. Все эти качества зависят от пропорции чугуна и сталь-
Т .1 б л и и л '
Техническая характеристика отливок из серого чугуна для станкостроения по нормами
станкостроения МТ21-1 (1950 г.)
Класс чугуна Соответствующая марка по ГОСТ 1412-48 Механические качества не менее Микроструктура основной металлической массы при весе отливки
И S’ О 3? а? £ аз 3 «о ° Стрела прогиба при
/=600 мм 1=300 мм ОТ до до 2 m от 2 до 10 m свыие 10 m
м СЧ 32-52 32 52 9,0 3,0 197 243 Перлитовая масса (Сгвяз >0,8о/о) Феррита < 2»,'о (^связ = 0,7-5-0,8°/0) Феррита < Цо, о (<~'связ = 0,7-5-0,80
I СЧ 21-40 21 40 9,0 3,0 170 241 Феррита < 5®/» ^связ = 0,7ч-0,8о;о1 Феррита <1 15» о ^связ = 0,6-s-0.7o/o) Феррит:: < 35о/0 ^(вяз = 0,4h-0,(.o о)
II СЧ 15-32 15 32 8,0 2,5 163 229 Феррита < 20° о (^связ = 0,6-5-0,7о/о) Феррита < 35° 0 ^СВЯЗ = 0,4ч-0,6о 0) Феррита 55° 0 ( Ц вяз = 0.2-5-ОлО о)
III счоо Испытанию на прочность не подвергается Особые требования не предъявляются
Нормальный химический состав в %
с S1 Мп Р < s<
2,7—3,2 1.1-1.7 0,8—1,4 0,35 0,12
2,8—3,2 1,1- 1,8 j 0,6—1,2 ! 0,35 0,12
3,0-3,3 1.4-2,2 0,5—1,0 0 45 0,12
, 3,2—3,5 1,8—2,6 0,4-0,8 0,50. 0,12
Материалы станин
Обозначения: здр — предел прочности при растяжении; аеа — предел прочности при изгибе: / — расстояние между опорами; !
НБ — твердость по Бринелю; Ссвяз—содержание связанного углерода.
Примечания:
а) Для чугуна класса М величина модуля упругости при растяжении для обработанного образца диаметром до 5') мм должна быть
не менее 12 000 кг; мм2, относительное удлинение при разрыве не менее 0,4%. Для чугуна класса 1 величина модуля упругости должна
быть соответственно не менее 7590 кг/мм*. Величины модуля упругости и удлинения могут проверяться при приемке лишь по особому
соглашению.
б) Для тяжелых отлнвок, например, станин ножниц и прессов, станин револьверных и токарных станков и др., весом более 2 т,
а также для тонкостенных отливок допускается снижение прочности чугуна М до следующих цифр: предел прочности при изгибе до
48 кг)мм2', предел прочности при растяжении до 28 кг/мм2 и твердость НБ до 170—241.
124
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
ного лома в шихте. Недостаток сталистого чугуна в применении к станинам —
склонность к задиранию направляющих, которая наблюдается при дендритной
структуре металла станины или скользящих по ней салазок, стола и пр. Отчасти
по этой и по ряду других причин сталистый чугун для отливки станин станков
в настоящее время применяется мало.
3. Легированные чугуны. Легирование чугуна никелем приводит к уве-
личению его твердости, препятствуя вместе с тем образованию твердых карбидов
железа и способствуя этим повышению износостойкости сплава. Однако последнее
преимущество никелевого чугуна — увеличение износостойкости—требует еще
серьезной проверки, так как достаточно убедительных опытов или наблюдений нет.
Улучшаются некоторые механические качества таких чугунов: пределы прочности
при растяжении и при изгибе могут быть присадкой Ni повышены на ЗО°/о и больше
по сравнению с обычным перлитовым чугуном. Варьируя содержание Ni, можно
изменять твердость чугуна в пределах НБ — 160 -г- 400, причем до твердости
250 обрабатываемость остается хорошей. Никелевый чугун обладает еще тем
достоинством, что он не так чувствителен к различиям в толщине сопрягаемых
стенок отливки, как обычный чугун. По этим причинам чугуны, легированные нике-
лем или никелем и хромом, получили некоторое применение для изготовления станин
станков почти всех типов, в том числе и таких, которые работают абразивным
инструментом.
Следует иметь в виду, что в большинстве случаев сечениям станины приходится
придавать такие размеры, что прочность ее вполне достаточна и при изготовлении
из обычного серого чугуна; в отношении же жесткости, а особенно виброустой-
чивости хромоникелевый чугун преимуществ перед обычным почти не имеет. Между
тем стоимость станины, отлитой целиком из легированного чугуна, значительно
выше, чем отлитой из обычного серого. Поэтому назначение Ni или Cr-Ni-чугуна
в качестве материала станины проектируемого станка может быть оправдано лишь
специальными соображениями (например, если жесткость и виброустойчивость обес-
печены и требуется высокая прочность при малом весе станины) и должно быть
всякий раз обосновано.
Что касается износостойкости направляющих (тонкого поверхностного слоя их),
то оно может быть достигнуто более дешевыми средствами — соответствующей
термообработкой или применением стальных накладных направляющих (см. ниже,
стр. 156); следовательно, для этого также нет надобности расходовать дорогостоя-
щий легированный чугун на всю станину.
4. Модифицированные чугуны. Структура чугуна и его механические
качества, а особенно износостойкость могут быть сильно улучшены введением
в сплав малых количеств специальных примесей — так называемых модификаторов.
В качестве таковых применяют различные графитизирующие вещества, чаще дру-
гих силикокальций и ферросилиций (обычно 75°/0-ный).
Получаемый таким способом модифицированный сорбито-перлитовый чугун обла-
дает качествами, делающими его чрезвыйчайно ценным материалом для изготовления
станин станков. Он значительно более износостоек — в 2—3 раза (в опытах, про-
веденных ЭНИМС в 1940 г., в 2,7раза), чем немодифицированный перлитовый чугун,
особенно при удельных давлениях свыше 15—20 кг/см* и трении со смазкой,
засоренной абразивом. Особенно высокой износостойкостью отличается модифици-
рованный чугун с содержанием меди, который к тому же при твердости НБ = 270
обрабатывается значительно легче, чем, например, легированный чугун с НБ = 210.
Модифицированный чугун сохраняет свою высокую износостойкость и при работе
с очень твердым чугуном или со сталью.
Также и по своим механическим свойствам — пределам прочности при растяжении,
сжатии и изгибе, пределам выносливости, по ударной вязкости — модифицирован-
ный чугун лучше обычного перлитового, приближаясь к стали; например, для
модифицированного чугуна марки МСЧ 38-60 по ГОСТ 2611-44 предел прочности
при изгибе — не менее 60 кг/мм2. Подобно стали модифицированный чугун обла-
дает ясно выраженным высоким пределом текучести, который доходит до 0,75 о»
Материалы станин
125
и модулем упругости, достигающим для некоторых модифицированных чугунов после
термообработки значений Е — 20 000 -т- 22 000 кг!мм\ т. е. тех же, что и для
стали.
Твердость модифицированного чугуна в термически необработанном состоянии
Нг> =200-г-260, а обрабатываемость — такая же, как обычного серого чугуна оди-
наковой твердости. Модифицированные чугуны поддаются закалке токами высокой
частоты или пламенем до высокой твердости, что используется для повышения
износостойкости направляющих. Ценным для станин качеством этого материала
является его сильно повышенная квазиизотропия, т. е. малая зависимость микро-
структуры и свойств от толщины стенок отливки. Модифицированный чугун имеет
значительно меньшую склонность к отбелу, нежели обыкновенный серый чугун,
что позволяет отливать из него детали с толщиной стенок от 6—7 мм (чугун
марки МСЧ28-48 по ГОСТ 2611-44) до 16 —18 мм (МСЧ 38-60) без отбела или
существенного уменьшения обрабатываемости. Опыты
завода „Станколит“ по отливке из чугуна, модифици-
рованного ферросилицием, станин токарного станка
S™" модели 1Д62М с наименьшей толщиной стенок 16 мм
Чугун дали вполне удовлетворительные результаты: станины
имели на направляющих твердость Нб = 229 -н 241,
|||||^ -------------------------------------------~"
— Сталь Фиг. 71.
отличались хорошей обрабатываемостью при отсутствии отбела в тонких сечениях
и на кромках. Необходимо, однако, иметь в виду, что при неправильном
ведении процесса отливки обрабатываемость литья может оказаться низкой.
5. Сталь. Хотя чугун все еще остается тем материалом, из которого изго-
товляется большая часть станин станков, в современном станкостроении наблюдается
тенденция к замене литых станин сварными из прокатной стали. Станины последнего
типа почти полностью вытеснили литые, например, в протяжных станках. В период
1935 — 1940 гг. появились также фрезерные, токарные, долбежные, круглошлифо-
вальные и другие станки со стальными сварными станинами, а в области плоско-
шлифовальных станков такие станины встречаются в моделях, построенных более
20 лет тому назад. Отмеченная тенденция обусловлена рядом технических и
экономических причин.
Достоинствами чугуна как материала для станин станков являются возможность
изготовления отливок практически любой формы — как простой, так и очень слож-
ной; обрабатываемость лучшая, чем стали; циклическая вязкость в несколько раз
большая, чем у стали, следовательно, лучшая способность гасить вибрации (см.
фиг. 71, на которой по вертикальной оси — амплитуды колебаний, по горизон-
тальной — время). Последнее свойство чугуна приписывается наличию в нем гра-
фитовых прослоек, увеличивающих внутреннее трение сплава. Шабрить чугунные
направляющие легче, чем стальные, и при правильном выборе марки чугуна такие
направляющие служат в нормальных условиях эксплуатации очень долго, в отдель-
ных случаях до 20 лет, без ремонта.
С другой стороны, нужно принимать в расчет следующие неудобства, связанные
с изготовлением станин отливкой:
а) Удлинение, нередко очень значительное, срока изготовления станка из-за
необходимости сделать предварительно модель и стержневые ящики, а также выдер-
жать отливку до обработки и после обдирки в течение довольно длительного вре-
мени (по „Общим техническим условиям" 1946 г. для станин точных станков
после их обдирки — в течение 3 — 6 мес.), если невозможно снять внутренние напря-
жения путем нагревания в печи.
126 Станины Направляющие. Стоики, столы, поперечины, супорты
б) Возможен брак литья, причем некоторые пороки его могут обнаружиться
лишь в процессе механической обработки спустя более или менее значительное
время после начала исполнения заказа Этот недостаток нужно особенно учитывать
при изготовлении станков в единичном порядке (специальные станки) и при необ-
ходимости выпустить станок в кратчайший срок.
в) Если станкозавод не имеет собственного литейного цеха, срок изготовления
станка с литой станиной ставится в зависимость от завода поставщика литья.
г) Исправить литую станину, оказавшуюся недостаточно жесткой, обычно
нельзя.
д) На поверхностях отливки, подлежащих механической обработке, нужно оста-
влять сравнительно большие припуски, что удорожает обработку. Припуски должны
быть тем больше, чем станина больше и чем сложнее ее конфигурация.
ei Если направляющие составляют одно целое со станиной, чугун приходится
выбирать соответственно требованиям, предъявляемым к направляющим (см. § 21, Б);
при этом непроизводительно расходуется чугун более высокого качества, чем это
нужно собственно для станины.
ж) При длительном вылеживании литья замедляется оборачиваемость оборот-
ных средств предприятия и возрастает стоимость незавершенной продукции. Этот
фактор имеет большое экономическое значение для производства.
з) При единичном производстве и при малых сериях на стоимости станка небла-
гоприятно отражаются расходы на изготовление модели и стержневых ящиков.
При крупносерийном производстве влияние этого фактора может быть настолько
незначительным, что им можно пренебрегать.
От перечисленных недостатков свободны станины, выполненные сваркой из
предварительно нарезанных кусков прокатной стали. Такие станины можно изго-
товить много быстрее, чем литые, так как отпадают изготовление модели, фор-
мовка, охлаждение литья в опоке и его естественное старение. Это особенно важно
для новых конструкций и станков специального назначения.
Недостаточно жесткую сварную станину обычно можно исправить, вварив допол-
нительные крепления в виде ребер, косынок и т. п. либо заменив некоторые из
этих элементов более прочными или жесткими.
Припуски на частях из стали должны быть значительно меньше, чем на лигье.
Направляющие привариваются или прикрепляются болтами к станине, поэтому
сама станина может быть изготовлена из дешевой поделочной малоуглеродистой стали
с пределом прочности при растяжении 44—50 кг/мм2, т. е. примерно из стали Ст. 3
(или Ст. 5) по ГОСТ 380-50.
Так как пределы упругости и механические качества стали значительно выше,
чем обычного чугуна, то и расход материала на сварную стальную станину много
меньше, чем на чугунную, при одинаковых в обоих случаях усилиях и моментах,
если запас надежности и жесткость обеих станин принять одинаковыми. Это очевидно
из табл 6 и 7, составленных для стального и чугунного элементов произвольной,
но одинаковой длины (продольная стенка станины и т. п.). Цифры, подчеркнутые
в последней строке табл. 7, показывают, что при равной жесткости вес стального
элемента равен 1/2—''h веса чугунного, т. е. экономия металла составляет 50 — 25°/0.
Только при работе на сжатие сравнение в отношении экономии материала —
в пользу чугуна, если только не пользоваться для изготовления соответствующего
элемента конструкции станины сталью лучшего качества, чем сталь Ст. 3 или
Ст. 5, термически обработанной.
Практически экономия в расходе металла на изготовление станины при замене
литой чугунной конструкции стальной сильно зависит от конструктивного оформле-
ния обоих вариантов (см. стр. 151)
При сравнении вариантов чугунной и стальной сварной станины имеет суще-
ственное значение также вопрос виброустойчивости конструкции. Указанное выше
(стр. 125) преимущество чугуна перед сталью в отношении быстроты гашения
колебаний может быть вполне уравновешено приданием конструкции целесообраз-
ных форм, в частности, следовательно, уменьшением свободной длины вибрирую-
Таблица fi
Материал Предел упру- гости Предел теку- чести бТ Предел прочности при |
]-го рода Е 2-го рода G растяжении °вр сжатии ав сж изгибе кручении ° в и ~в К '
кг!мм*
Сталь 21 000 8000 27 50-53 50-53 1 50 -53 40 ।
Чугун СЧ 21-40 (чугун класса I) 10 000 3800 21 75 40 ' 15-25
Наибольшее напряжение, обусло- вленное нагрузкой (Р— при растяже- ; нии и сжатии, М—при изгибе, Мк — 1 при кручении) И о, к II о I ! М Мк \ Т == -7,7; ! । IV IV р ।
Коэфициент запаса прочности предел прочности п' = "а наибольшее напряжение авр р а ~ р ! । gfl сж Р и IV к Wp i а — ав сж р 1 з = Зв и Л1 ~ к Мк
1 1 При одинаковой нагрузке и одина- , ковых размерах элементов величины Р, ' Л1, Мк и W, Wp для стального и чу- гунного элементов одинаковы; поэтому Л2 %2 тв2 ' отношение —г — или , т. е. । 3epi Tei ! 1 '’в к'2 = А = 0 4 , . сж! = Zi = 15 i = *2 = о s «1 = 1 50 ’ а4 СЖ1 50 ’ зе Ц1 50 ’ 15 25 - «э 0,44-0,6 ' j । • ;
Материалы станин
В зависимости от формы сечения элемента.
Примечание. В табл. 6 и 7 Р обозначает растягивающее или сжимающее
момент; F — площадь поперечного сечения элемента; W — момент сопротивления
чения при кручении; J — момент инерции сечення; Jp — полярный момент инерции
деке 1 соответствует стали, индекс 2 — чугуну. Для подсчетов отношений Qj: Q2
усилие; М — изгибающий момент; Мк — крутящий
сечения при изгибе; Wo—момент сопротивления се-
сечения; 17—объем элемента; Q — вес элемента. Ин-
принято Q, = 7,8 -17, и Q, = 7,25 • V2.
128
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Растяжение | Изгиб Форма поперечной
Произвольная Л = А Fg Одинаковые контуры, раз- личная толщина 8 стенки А-=А=А=-А=А F2 Jg 1Г’2 V2 82 Геометрически подобные сечения, размеры пропор- циональны; коэфициент про- порциональности m Pt „1^1 F2 V2 ’ U72 ’ -E — in* J2
При одинаковом коэф?
А = = 0,4 '2 авр1 = = 0,8 1F2 °eui
А=А = 0,4 v2 f2 ^1 _ gfl«2 0 g ^2 ae«l 2 9 (TF") 3 = °-8 3 = °>86
-4-= 1,07; А = 0,43 1/2 И 2 1,07 • 0,8 = 0.86 1,07 • 0,86 = 0,92
При одинаковой жесткости
-Т -г. II 11 А и А?5 и 'А II m -чЧ о • £ / = ЙАА S-A_A2. J EJ ’ / k /3 ’ 4=| =0,48 *-2
! А = = °-48 v2 с. 0,48 Л £1 4 1- ^-4) = 0,482 =0,69
-4=1,07; А = 0,51 Ч<2 1 _ 1,07 • 0,48 = 0,51 1,07 • 0,69 = 0,71
* В зависимости от формы сечения элемента.
Материалы станин 129
Таблица 7
Скручивание
сечения элемента
Одинаковые контуры, различная тол- щина b стенки Р Jp\ U 2 Jp2 ITр2 Va 6а Геометрически подобные сечения, размеры пропорциональны; коэфициент пропорциональ- ности m Л ,„2- т, - т; " v'„ - =. Jр2
циенте запаса прочности п'
I = о,4 ч- 0,6 । И р2 хв /Л
=0,44-0,6 И/р2 у 2. 2 =о,43 4- 0,6 3 = 0,554-0,71 \ W р2 f
1,07 (0,4—0,6) = 0,43ч-0,64 1,07 • (0,55 - 0,71) = 0,594-0,76 *
__ нагрузка деформация
а - . с GJp . /pi ^2 лая b-G-Jp’ S~ в = Г’ ~JFi- °’48
£«• = -£1 = 0,48 */p2 1 (-фиГ = 0,48 2 =0,69 \ Jp2/
1,07 • 0,48 = 051 1,07 0,69 = 0,74
9 Ачеркан 1386
130
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
щих элементов. В сварной станине это может быть достигнуто соответствующим
расположением ребер жесткости и других креплений. Возможность высокой вибро-
устойчивости сварной станины подтверждается фиг. 72: при почти одинаковой началь-
ной амплитуде колебаний чугунной и сварной станин (0,052 и 0,055 мм) одного и
того же станка колебания сварной станины затухали значительно быстрее, чем чугунной.
Из изложенного ясно, что, решая вопрос о предпочтительности чугунной или
сварной стальной станины для проектируемого станка, необходимо принимать в рас-
чет всю совокупность технических и экономических показателей обоих вариантов,
равно как и возможности
литейного и сварочного це-
хов того завода, на котором
будет изготовляться станок.
При крупносерийном мас-
штабе производства нередко
окажется более целесообраз-
ным вариант литой станины,
при необходимости быстрого
изготовления одного или
нескольких станков — свар-
ная станина. При сложной
форме станины выгоднее
будет, как правило, прибег-
нуть к литью, так как при-
варивание в требуемых ме-
стах корпусов втулок для
подшипников, всякого рода
бобышек, кронштейнов и
тому подобных деталей
представляет довольнослож-
ную и дорогую операцию.
Во многих случаях оказы-
вается выгодным нижнюю, более простую по форме, часть станины делать сварной,
а верхнюю часть—постель — чугунной.
Для изготовления сварных станин станков можно пользоваться листовой сталью
толщиной от 3 мм и выше. Однако при малой толщине стенок, примерно до 8 мм,
необходимая жесткость станины должна быть обеспечена достаточно большим коли-
чеством ребер. В результате этого, а также большого числа и длины сварных швов
может оказаться, что та же станина, изготовленная из несколько более толстой
стали, например, 10—12 или даже 15 мм, получается не более тяжелой и вместе
с тем менее трудоемкой (см. также стр. 146).
Остаточные напряжения, возникающие при сварке и особенно значительные при
дуговой сварке, снимаются медленным нагреванием в печи до 600—800е, выдер-
живанием при этой температуре и последующим охлаждением в печи.
6. Прочие материалы. Помимо перечисленных материалов некоторое
применение для изготовления станин получили также азотируемый чугун и бетон.
Азотируемый чугун, содержащий А1 и Сг (типичный состав: С = 2,75°/0, Si =
= 2,75°/0, Мп = 0,75%, Р = 0,10%, А1 = 1,75%, Сг=1,75%), позволяет сооб-
щить направляющим станины чрезвычайно высокие твердость (выше твердости стекла
и кварца) и износостойкость путем нагрева отливки при температуре около 500°
в атмосфере аммиака (NH3) в течение 24—60 час. При происходящей при этом
диссоциации газа азот соединяется с металлом отливки, образуя на ее поверхности
слой очень твердых и износостойких нитридов.
Процесс азотирования сложен, требует специальной предварительной термооб-
работки, Al-Cr-чугун значительно дороже обычного перлитового, и механическая
обработка полученной поверхности почти невозможна; поэтому станины из азоти-
рованного чугуна встречаются пока еще в очень немногих станках.
Типовые конструкции станин
131
Еще более ограниченное применение в качестве материала для изготовления
станин станков получил бетон, несмотря на некоторые преимущества его перед
чугуном. Единичные попытки изготовления бетонных или железобетонных станин
делались до последнего времени, однако признания со стороны станкостроителей
этот материал по ряду причин не получил.
7. Технические условия на станины. Существующие технические усло-
вия на отливки из серого чугуна для станкостроения (нормаль МТ21-1), в том числе,
следовательно, и на станины, и „Общие технические условия на изготовление и
приемку металлорежущих станков" (1946 г.) устанавливают нормативы на материал
отливки, ее качества, соответствие указанным на чертеже размерам и несу, при-
пуски (ГОСТ 1855-45), размеры галтелей (ГОСТ 2716-44), литейные уклоны
(ГОСТ 2670-44), а также правила испытаний качества литья и правила приемки
отливок.
Особые технические условия касаются ючности геометрической формы и раз-
меров направляющих станины.
§ 19. ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ СТАНИН
При всем разнообразии форм станин в основе их конструкций лежат некоторые
общие принципы, обусловленные следующими обстоятельствами.
Во время работы станка на его станину действуют усилия резания, силы веса
монтированных на станине неподвижных и
мой заготовки, собственный вес, а в не-
которых станках — строгальных, долбеж-
ных и других — также силы инерции. В
зависимости от расположения этих сил
относительно станины ее материал испы-
тывает напряжения изгиба, кручения
и т. д., и станина соответственно деформи-
руется. Какого вида напряжения и дефор-
мации возникают в станине работающего
станка, можно установить в каждом случае
на основании анализа системы сил, дей-
ствующих на станок в процессе резания.
В ответственных случаях, особенно при
проектировании тяжелых станков, должны
быть подвергнуты анализу также периоды
неустановившегося движения — разгона и
торможения, когда силы инерции и сопро-
тивления трения играют особенно боль-
шую роль.
Как правило, материал станины рабо-
тает в услови х сложного напряжения, и
деформации станины имеют соответственно
сложный характер, например, слагаются
одновременно из деформаций изгиба,
кручения и растяжения. Представление
о них дают фиг. 73 — 76.
На фиг. 73 показаны результаты выпол-
ненных канд. техн, наук В. П. Копыленко
(Московский станкоинструментальный ин-
ститут имени И В. Сталина)исследований
движущихся деталей, вес обрабатывав-
деформаций станины консольного горизонтально-фрезерного станка „Дзержинец",
на фиг. 74 (утрированно) — характер деформации всего станка при усилии резания
около 1950 кг и отсутствии дополнительной связи хобога с консолью. Как видно
из этих фигур, станина здесь изогнута и скручена. На фиг. 75 показана деформа-
ция передней с генки станины исследованного канд. техн, наук В. А Синдеевым
132
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Задняя стенка
станины
Передняя стенка
станины
Фиг. 76.
Типовые конструкции станин
(Московский станкоинструментальный институт имени И. В. Сталина) круглошли-
фовального станка типа ЗГ12 под вертикальной статической нагрузкой 335 кг, на
фиг. 76 — деформации обеих стенок этой станины при той же нагрузке. Сложный
характер искажения формы станины даже при нагрузке ее статическим усилием
очевиден из приведенных диаграмм, на которых v обозначены вертикальные, h —
горизонтальные деформации. Тем более сложны деформации станины (и других
корпусных частей станка) во время работы станка, когда меняются точки приложения
действующих усилий, а нередко и величины и направления последних. Поэтому
точно определить расчетом деформации проектируемой станины, имеющей большей
частью сложную форму, невозможно, и необходимая жесткость обеспечивается при
конструировании способами, проверенными практическим опытом.
Из формул сопротивления материалов для напряжений и деформаций следует,
что при растяжении и сжатии запас прочности п' и жесткость .$ элемента конструк-
ции зависят при прочих одинаковых условиях только от тощади его поперечного
сечения, но не от формы последнего (см. выражения для я' и <$ в табл. 6 и 7).
Следовательно, в этих случаях расход материала полностью определяется действую-
щими усилиями, с одной стороны, и выбранными значениям.! п' и S — с другой.
При изгибе же и кручении, напротив, расход металла можно уменьшить целесооб-
разным подбором формы поперечного сечения элемента за счет увеличения момен-
тов сопротивления IC, W и моментов инерции при неизменной площади этого
сечения, т. е. при неизменном весе этого элемента конструкции. Эффект, дости-
гаемый этим способом, наглядно иллюстрирует таб,. 8.
Таблица 8
134 Станины. Направляющие Стойки, столы, поперечины, супорты
Из этой таблицы видно, что в отношении жесткости при изгибе и особенно
при кручении наивыгоднейшим является сечение в форме полого прямоугольника.
В отношении прочности при изгибе оно уступает лишь двутавровому профилю, а
при кручении—только кольцевому, но в том и в другом случае разница неве-
лика. Так как и конструктивные соображения — в пользу этой формы попереч-
ного сечения (см. стр. 116—117), то по большей части именно она и лежит
в основе конструкций станин.
Форму не только вполне замкнутого, но даже и закрытого с трех сторон
прямоугольника выдержать по всей длине станины часто не удается из-за необхо-
димости обеспечить свободное падение и уборку стружки, разместить различные
механизмы и агрегаты внутри станины, по условиям сборки станка и т. д. Это
понижает жесткость сечения нередко очень сильно. Поэтому в мощных станках
стараются сохранить продольное горизонтальное ребро жесткости — обычно коры-
тообразное — сплошным (фиг. 77) по всей длине станины. Это возможно в осо-
бенности в таких станках, где перегородка не мешает удалению стружки, напри-
мер, в продольно-строгальных и продольно-фрезерных (фиг. 78, станина про-
дольно-строгального станка). Чтобы облегчить удаление стружки, перегородку
делают наклонной (см. фиг. 58, 59) или снабжают окнами (фиг. 79, сечение
станин ряда станков завода .Красный пролетарий"). Какое из этих решений
лучше в отношении жесткости станины, зависит от принятых в обоих вариантах
размеров.
Очень действенным и применяемым во всех станинах средством достижения
необходимой жесткости являются внутренние перегородки — поперечные, связы-
вающие продольные стенки станины, а также значительно менее распространенные
продольные перегородки. Достигаемый эффект зависит в сильнейшей степени от
правильного размещения таких перегородок в станине. Ошибки в этом отноше-
нии могут привести к тому, что увеличение жесткости, достигнутое с помощью
перегородок, совершенно незначительно и не оправдывает даже добавочного рас-
хода металла и осложнения литья. Это наглядно иллюстрирует табл. 9, в которой
сопоставлены относительные (сравнительно со станиной коробчатого сечения тех же
размеров, но без перегородок) величины жесткости 5 на изгиб и SK на кручение,
5 5
веса G и жесткостей — , ~ , отнесенных к весу, для нескольких исследованных
моделей.
Из табл. 9 очевидно малое влияние всех перегородок, кроме принятых в мо-
делях 5 и б, в отношении жесткости на изгиб. Для моделей 3 и 4 относитель-
ное увеличение Su даже меньше, чем относительное увеличение веса < 1^ .
Возникает естественный вопрос, не целесообразнее ли было бы затратить то же
количество металла не на перегородки, а на утолщение стенок. Ответ на это
дает табл. 10: второе решение несколько выгоднее для всех моделей, кроме моде-
лей 5 и 6, в отношении лишь жесткости на изгиб, но весьма невыгодно в отно-
шении жесткости на кручение; поэтому делать в станине перегородки все же
целесообразнее, вообще говоря, чем утолщать ее стенки.
Широко применяются в станинах станков поперечные перегородки, расположен-
ные так, как схематически показано на фиг. 80, а и б (вид в плане). Система
перегородок по схеме б образует вместе с продольными стенками конструкцию
более жесткую, чем при расположении их по схеме а (ср. пунктирные линии на
схемах). Превосходство перегородок диагональных (зигзагообразных), расположен-
ных по схеме фиг. 80, б, над параллельными (прямыми) было убедительно дока-
зано обстоятельными экспериментами, произведенными канд. техн. наук. X. М. Ени-
кеевым (ЭНИМС) над чугунными моделями станин с различным расположением
перегородок и ребер жесткости на стенках [15] и [16]. Из подвергнутых исследо-
ванию моделей 13 типов наиболее жесткими в отношении горизонтального и вер-
тикального изгиба и кручения оказались модели по фиг. 81, а и б — с диагональ-
ными перегородками. Довольно жесткой оказалась также модель по фиг. 82, б
Типовые конструкции станин
135
Фиг. 78.
Фиг. 79.
Фиг. 80.
136
Станины. Направляющие. Стойки,
столы, поперечины, супорты
Таблица 9
Модель № Форма модели Относи- тельна т жест кость на изгиб Относи- телен чя песет ость на круче- ние Относи- тельный вес модели G 1 °5 1 G
1 (основная) WL / 1,00 1,00 1,0Э 1,00 1,00
2а 1,11) 1,63 1,10 1,00 1,48
2Ь 1,09 1 39 1,05 1,04 1,32
3 1,0: 2,04 1,14 0,95 1,79
4 1,17 2,10 1.38 0,85 1,56
5 1,78 3,69 1,49 1,20 3,07
6 \ (1 I ’ 1 || । il 1: 1,55 2,94 1,26 1,23 2,39
\ W
Таблица 10
Модель № Относитель- ный вес коробчатого сечения Относительная жесткость на изгиб Относительная жесткость на кручение
при приме- нении ребер при увеличении толщины стенок при приме- нении ребер при увеличении толщины стенос
1 (основная) 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00
2а 1,10 1,10 1,15 1,63 1,18
2Ь 1,05 1,09 1,10 1,39 1,10
3 1,14 1,08 1,16 2,04 1,21
4 1,38 1,17 1,29 2,16 1,40
5 1,49 1,78 1,30 3,69 1,46
6 1,26 1,55 1,19 2,91 1,24
с невысокими ребрами на продольных стенках; она лучше предыдущих в отноше-
нии удаления стружки.
В 1945 г. в ЭНИМС были подвергнуты испытаниям (инж. Е. Г. Алексеев,
А. Н. Огринчук, X. М. Еникеев) на жесткость станины с диагональными перего-
родками Т-образного сечения (фиг. 83), с параллельными перегородками П-о фаз-
ного сечения и с диагональными перегородками (фиг. 84). Станины станков
с наибольшим расстоянием между центрами 750, 1000 и 1500 мм, изготовленные
в натуральную величину, исследовались в условиях статической нагрузки силами,
Типовые конструкции станин
137
138
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
по величине и направлению близкими к тем, которые действуют на станину рабо-
тающего станка. В результате измерения деформаций станин указанных трех типов,
одинаковых по весу, оказалось, что наименьшую жесткость имеют станины с па-
раллельными перегородками Т-образного профиля. При расстоянии между
центрами 750 и 1000 мм станины с параллельными П-образными перегородками
обладают жесткостью не меньшей, а в некоторых случаях даже большей, чем ста-
нины с диагональными перегородками; поэтому применение в них диагональных
перегородок, сильно осложняющих производство литья, нецелесообразно. В длин-
ных станинах, от 1500 мм и больше, наибольшую жесткость дают диагональные
перегородки; следовательно, при проектировании таких станин придется часто идти
на осложнение работы литейного цеха и на некоторое затруднение уборки стружки,
чтобы получить необходимую жесткость станины. Впрочем, обобщать полученные
результаты на станины всех станков нельзя, и диагональные перегородки с распо-
ложением по фиг. 80, б широко применяются в современных станках как средних
размеров (фиг. 83, токарно-винторезный станок 1Д62 до модернизации, в модер-
низованных моделях 1Д62М и 1А62 станина имеет параллельные П-образные пере-
городки, как на фиг. 87; фиг. 84, револьверный станок модели 1М36), так и
больших (см. фиг. 103 на стр. 150). Точно так же и параллельные перегородки
по схеме фиг. 80, а находят применение в тяжелых и в средних станках различ-
ных типов; для примера на фиг. 85 изображена станина холодной механической
пилы модели 864, на фиг. 86 — станина продольно-строгального станка размером
1000x3000 мм.
Параллельные перегородки имеют такие же сечения или делаются полыми
П-образной, или точнее арочной (о) формы (фиг. 87 — станина ряда станков
завода „Красный пролетарий"; фиг. 88—станина револьверного станка модели 137-Ш;
фиг. 89 — станина одного из станков отечественной конструкции для обточки
коленчатых валов).
С этой же целью увеличения жесткости к параллельным поперечным перего-
родкам добавляют иногда продольные ребра, параллельные стенкам станины. При-
мер такой конструкции показан на фиг. 90 (станина мощного токарного станка аме-
риканской фирмы); средняя продольная перегородка П-образного сечения и
Типовые конструкции станин
139
по Дв
140
Станины. Направляющие. Стойки, столы,
поперечины, супорты
Фиг. 86.
Типовые конструкции станин
141
такие же поперечные перегородки, которые еще укреплены посредине перемыч-
ками, образуют при сравнительно небольшой ширине станины жесткую конструк-
цию. Однако формовка станины при этом сильно осложняется. Тот же крупный
недостаток имеет станина с продольными перегородками по фиг. 91 (станина
револьверного станка Либби, США).
В широких станинах тяжелых станков продольные перегородки необходимы,
особенно когда такие станины имеют три, четыре, а иногда и более направляющих.
На фиг. 92 изображено сечение станины продольно строгального станка с тремя
плоскими направляющими, на фиг. 93 — сечение станины мощного токарного станка
с шестью направляющими; продольные перегородки, увеличивая жесткость станины
в целом, поддерживают вместе с тем направляющие но всей их длине, следова-
тельно, увеличивают жесткость каждой направляющей как части балки.
Нередко станину укрепляют комбинированной системой стенок, перегородок
и ребер жесткости, как для примера показано на фиг. 94 (внутришлифовальный
станок модели 3250).
Жесткость продольных стенок, а вместе с тем и всей станины можно значи-
тельно повысить, если придать их сечен по Г-образную или П-образную форму,
как изображено по.тусхематически на фиг. 95 и 96. Благоприятный эффект в этом
отношении дают также невысокие ребра, прилитые к стенкам станины (фиг. 97, а—в).
Приведенные выше фигуры дают представление о наиболее распространенных
формах сечений станин горизонтальных станков. Основные типы сечений верти-
кальных станин показаны на фиг. 98, а и б. Достоинства сечений такой формы выте-
кают из сказанного на стр. 134. Следует попутно заметить, что сечение в виде кольца
с четырьмя уголками пригодно с точки зрения жесткости и для многих горизон-
тальных станин (см. табл. 8), но в большинстве случаев сильно затрудняет раз-
мещение необходимых узлов станка.
Для достижения необходимой жесткости при станине, особенно сложной формы,
что может быть обусловлено необходимостью размещения внутри нее ряда устройств,
или при проектировании очень крупной станины тяжелого станка приходится
нередко прибегать к сложной системе поперечных, продольных, радиальных, иногда
и круговых перегородок и ребер; это неизбежно связано с осложнением литья.
Станины тяжелых станков изготовляют очень часто составными. При проекти-
ровании такой станины необходимо принимать конструктивные меры для достиже-
ния жесткости стыков между отдельными частями ее.
142
Станины Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг. 88.
Типовые конструкции станин
143
Фиг. 89
144
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг. 91.
Типовые конструкции станин
145
10 Ачеркан 1386
146 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
В основе конструкций стальных сварных станин лежат те же прин-
ципы, которым следуют при проектировании чугунных станин. Однако различие
материалов, требующее и различной технологии изготовления, не позволяет при
проектировании стальной станины для определенного станка копировать форму
чугунной станины станков того же или близкого к нему типо-размера: при подоб-
ном подходе к конструктивному решению задачи эко-
номия материала часто получится совершенно незначи-
тельной, а стоимость стальной станины большей, нежели
чугунной.
Так как основным материалом для изготовления
сварных станин служит листовая сталь, то такие ста-
нины ограничены преимущественно плоскостями, представляя более или менее
сложный многогранник. Для литых станин характерны, напротив, плавные, закруг-
ленные переходы между поверхностями, труднее осуществимые при пользовании
прокатной сталью (фиг. 99, а — токарный станок со сварной станиной, б — тот
же станок с литой станиной).
При конструировании сварной станины должны быть пре-
дусмотрены необходимая жесткость, возможность и удобство
Фиг. 98.
размещения электродвигателей,
гидравлических и других
агрегатов и механизмов,
резервуаров для масла и
для смазочно-охлаждающей
жидкости, удобство удале-
ния стружки и пр. Так как
жесткость станины создается
главным образом перегород-
ками, косынками и тому по-
добными креплениями, со-
единяющими ее стенки, то
толщина листовой стали, из
которой изготовляются эти
детали станины, имеет в этом
отношении второстепенное
значение. Один станкозавод
в довоенные годы сваривал станины выпускаемых плоскошлифовальных станков,
в том числе и тяжелых, из листовой стали толщиной 3 мм, только приваренные
направляющие имели толщину 15 мм; несмотря на это, в отношении жесткости
и виброустойчивости эти станины не уступали чугунным, значительно более
массивным.
Толстые листы применяют для изготовления станин в тех случаях, когда вварка
перегородок и других креплений затруднительна или невозможна, например,
потому, что место внутри станины требуется для размещения различных механиз-
мов станка. В остальных случаях вполне возможно применять более легкие кон-
струкции из листовой стали толщиной 3 — 6 мм, достигая необходимой жесткости
системой целесообразно расположенных перегородок, раскосов и косынок, кото-
рыми станина, разбивается на ряд отсеков. Примеры станин такой ячеечной кон-
Типовые конструкции станин
147'
148
Станины.. Ноправляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг 102а.
no RS
Типовые конструкции станин
Фиг. 103.
150 Станины. Направляющие. Стойка, столы, поперечины, супорты
Расчет станин станков
151
сгрукции (пустотелая конструкция, разделенная перегородками на ряд ячеек, или
отсеков) представлены на фиг. 100 (станина токарного станка) и фиг. 101 (плоско-
шлифовальный станок); см. также фиг. 147. Легкость этих станин по срав-
нению с чугунными (экономия металла достигает иногда 50°,0) и высокая жест-
кость их очевидны из фигур.
Следует иметь в виду, что виброустойчивость сварной станины тем больше,
чем меньше свободные длины ее стенок и перегородок; поэтому опасность воз-
никновения вибраций станины ослабляется с увеличением при прочих одинаковых
условиях числа ее креплений. Однако оно не должно быть чрезмерным в ущерб
экономии материала и стоимости станка. Так как станины обычных для станков
Фиг. 104.
сложных конфигураций достаточно надежному расчету на виброустойчивость пока
еще не поддаются, го иногда приходится добавлять перегородки и другие крепле-
ния к изготовленной по проекту станине. Для сварных станин это обычно не пред-
ставляет слишком больших трудностей.
На чертеже станины должны быть показаны все размеры, необходимые для
изготовления модели, если станина литая, или шаблонов для сварной станины
сложной формы. Примеры рабочих чертежей литых станин (однако без размеров)
приведены на фиг. 102а и б, изображающей станину алмазно-расточного станка
модели 2715, и на фиг. 103 — станина продольно-строгального станка (1500 X
X 9000 мм); чертеж сварной станины агрегатного станка — на фиг. 104.
§ 20. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ РАСЧЕТА СТАНИН СТАНКОВ
Еще сравнительно недавно станины станков проектировались на основе анало-
гии с близкими по типо-размеру станками, причем при необходимости размеры
определялись экстраполированием. Нередко так поступают еще и в настоящее
время. Однако назначение достаточно падежных и вместе с тем экономных разме-
ров станины требует практического опыта, внимательного изучения конструкций
станин выполненных станков, хорошо зарекомендовавших себя в работе, и наблю-
дения за поведением станин спроектированных, построенных и находящихся
в нормальных эксплуатационных условиях.
152
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Иногда основные размеры станины и ее направляющих вычислялись по эмпи-
рическим формулам, нередко лишенным физического смысла: искомые размеры
связывались определенными соотношениями, большей частью линейными, с такими
параметрами станка, которые не влияют или влияют лишь в малой степени на
размеры станины.
Эго объясняется большой трудностью решения данной задачи современными
средствами статики сооружений и теории упругости. Действительно, довольно
труден уже и расчет пространственных ферм, составленных из стальных балок и
стержней постоянного сечения, в предположении действия одних лишь статических
нагрузок. Между тем станина станка по своей конфигурации несравненно сложнее
такой фермы, жесткости узлов станины, в которых встречаются продольные и
поперечные стенки и перегородки, не могут быть установлены по чертежу с доста-
точной достоверностью. Во время работы станка станина находится под действием
сложной системы переменных сил. Все это ведет к тому, что если расе штывать
напряжения и деформации станины по формулам сопротивления материалов дли
балок постоянного по длине сечения без учета перегородок и ребер жесткости,
переменной толщины стенок, окон, проемов и пр., то вычисленные таким обра-
зом результаты будут далеки от действительности. Они будут точнее, если для
расчета заменить станину фермой упрощенной формы. Однако в том и другом
случае результаты поверочных расчетов все же могут быть удовлетворительно
использованы для сравнительной оценки разработанных вариантов конструкции
станины. Они могут быть пригодны также для оценки порядка величины напряже-
ний и деформаций, следовательно, прочности и жесткости станины. Более важное
значение имеет, по понятным причинам, поверка жесткости станины на изгиб и на
кручение.
Для поверочного расчета спроектированной станины нужно составить прежде
всего расчетную схему, упростив формы станины (и остальных основных узлов
станка) и назначив величины и направления действующих на станок усилий.
В число последних входят составляющие (Рг, Рх, Ру) силы резания (см., напри-
мер, схему сил для токарного станка на фиг. 105); веса (Gy) узлов, находящихся
на станине, и обрабатываемой заготовки; усилия, возникающие при закрепление
заготовки на станке (например, усилия Къ на фиг. 105, обусловленные кони-
ческой формой центров токарного станка); инерционные усилия, если они имеются
(строгальные, долбежные станки); усилия на станину со стороны фундамента.
Станины с приблизительно прямолинейной осью рассчитываются как прямые
балки переменного сечения, станины с криволинейной осью — как кривые брусья
На фиг. ЮС,а—б представлены для примера расчетные схемы и эпюры
моменюв изгибающего М и крутящего Л4» для токарного fa) и радиально-свер-
лильного (б) станков, полученные д-ром техн, наук Д. Н. Решетовым.
Способ расчета напряжений от изгиба хорошо известен из курса „Сопротивле-
ние материалов"; о напряжениях от кручения см. ниже.
Расчет станин станков 153
Общепринятой системы показателей жесткости не существует. Для жесткости
на изгиб (и на растяжение — сжатие, если оно проверяется) в большинстве слу-
чаев принимают за показатель величину
Р
S = у кг/м.м (или кг)мк), (20. 1)
гае Р—действующее усилие, f—вызываемая им деформация (или перемещение).
Ввиду малости деформаций удобнее указывать .S' в кг!мк.
Применяется, однако, и другой способ определения изгибной жесткости. На
нее влияют упругие свойства материала, следовательно, при изгибе — величина Е
модуля упругости первого рода; форма поперечного сечения балки, заменяющей
Фиг. 106
в расчете станину, следовательно, экваториальный
кривизна у оси балки, изогнутой моментом Л1. Для
мается величина
S — J-Е кгелг
момент инерции J сечения;
показателя жесткости прини-
(20. 2)
, . М 1
или, если заменить здесь J-Е «го выражением из формулы = у,
S — М • р кгелг2.
получится
(20. 3)
Жесткость на кручение характеризуется отношением
8К = кгем\ (20. 4)
«г
где Мк — крутящий момент, 0, — угол закручивания на единицу длины.
Таким образом, жесткость на кручение измеряется в кгелг2, как и жесткость
на изгиб.
Вследствие того, что сечения станины — некруглые, большей частью незамкну-
тые, со стенками изменяющейся но контуру толщины, точное вычисление угла
закручивания станины, равно как и напряжений от кручения, в настоящее время
еще невозможно. Для расчетов этого рода приходится поэтому пользоваться при-
ближенными методами, заменяя действительные сечения станины более простыми и
по всей длине ее одинаковыми.
Для станин с замкнутым полым сечением при обычных соотношениях между
размерами этого сечения и толщиной его стенок можно пользоваться следующей
формулой для тонкостенного замкнутого профиля произвольной формы:
р-г/s = 2G-/--0r (20.5)
154
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Здесь т— касательное напряжение; ds — элемен) контура, ограничивающего
профиль; О—модуль сдвига (модуль упругости второго рода); F— площадь,
ограниченная контуром средней линии стенки; Oj—угол закручивания на единицу
длины (погонный угол кручения).
Формула (20. 5) может быть получена из более общей теоремы Стокса и гидро-
динамической аналогии с мембраной. Левая часть этой формулы представляет
интеграл касательного напряжения, взятый вдоль линии напряжения.
Для тонкостенных замкнутых профилей можно считать касательные напряжения т
распределенными по толщине 8 стенки равномерно и оперировать с вектором
т-8 = const, направленным касательно к среднему контуру стенки в поперечном
сечении. При этом
т-8 = const = ~ , (20.6)
где Мк — действующий крутящий момент. Подставляя получающееся отсюда выра-
жение для т в уравнение (20.5), найдем
С Мк-ds
J -2-^=2С-Д-01 (20.7)
и погонный угол кручения
М (' d s
°! = ттЛ-2 (20.8)
1 4G-г2,) о '
Интеграл по контуру, который входит в это выражение, заменяется Прибли-
жу
женно распространенной на весь контур суммой отношений —; таким образом, угол
закручивания всей станины длиной I может быть вычислен по формуле
о — Мк'1 V J2
' 4G-F’^d 8,-
(20.9)
если сечения станины можно считать замкнутыми.
У сечения в форме полого прямоугольника с наружными размерами а и b и оди-
наковой везде толщиной стенки 8 стороны средней линии равны (а — 8) и (6—8),
следовательно,
ж,- 2(a-+-b— 26)
и формула (20.9) принимает для этого случая вид
0 ~ М,({а 4 (20.10)
2й(а — 6)*(Ь — ь)*6 '
Так как было принято т-8 = const и толщина стенки постоянна, то также и
среднее напряжение от кручения постоянно и по формуле (20.6) равно
" = - -2ТГ-• <20-И)
Пользуясь теоремой Стокса, нетрудно учесть также влияние продольных пере-
городок станины на ее крутильную жесткость. Однако расчетные формулы стано-
вятся в этом случае довольно громоздкими.
Для разомкнутых сечений задача определения функции напряжений становится
значительно более сложной, и угол закручивания может быть вычислен для ста-
нины с такими сечениями лишь весьма приближенно. Даже узкий разрез одной из
сторон замкнутого профиля чрезвычайно сильно понижает его жесткость. В случае
профиля, состоящего из очень узких прямоугольников, угловое сопротивление
кручению можно принимать с достаточной точностью равным сумме угловых со-
противлений кручению прямоугольников, образующих профиль. Для узкого прямо-
Расчет станин станков
155
угольника с длинной стороной .sy- и короткой Оу (также и для близкой к узкому
прямоугольнику трапеции с длинной стороной sy и средней линией 8р может быть
выведена формула
(20 12)
Следовательно, на основании формулированного выше правила выпрямления
разомкнутого сечения можно написать для угла закручивания последнего:
ЗМ«-/
с>- L 5' 5
(20. 1,3)
где обозначения те же, что выше. Наибольшее касательное напряжение может быть
найдено из формулы
о
(20.14)
для элементарных профилей указанных двух форм. Наибольшее касательное напря-
жение получается на середине длинной стороны прямоугольника ("или пологой
трапеции) с наибольшей толщиной 8у.
Приближенность применяемых методов расчета станин заставляет принимать из
осторожности низкие величины допускаемых напряжений --- порядка 80—120 кг/см2
для чугунных станин и 150 — 200 кг/см2 для стальных. Допустимость полученных
расчетом деформаций следует оценивать исходя из влияния их на точность работы
станка и на его виброустойчивость.
Влияние на изгибную и крутильную жесткость станины ребер, перегородок и
других креплений, увеличивающих жесткость, и окон, проемов и т. п., уменьшаю-
щих ее, учитывается опытными коэфициентами, где они имеются, или оценивается
приближенно.
Трудоемкость расчетов станин можно уменьшить применением графических и
графо-аналитических методов.
Как видно из сказанного, задача достаточно точного научно обоснованного
расчета спроектированной станины еще ждет своего решения, как и многие другие
вопросы, связанные с жесткостью станков. Больше всего в этой области сделано
трудами советских исследователей и инженеров и прежде всего инж. К. В. Вотинова
(с 1930 г.), ряда научных сотрудников ЭНИМС — д ра техн, наук Д. Н. Решетова,
канд. техн, наук X. М. Еникеева, инж. Е. Г. Алексеева, канд. техн, наук
А. Н. Огринчука и др., д-ра техн, наук А. П. Соколовского и его сотрудников
в Ленинградском политехническом институте и др. В Советском Союзе разрабо-
таны (в 1946 г.) первые нормы жесткости для металлорежущих станков (токарных
станков типа ДИП).
В полном расчете станины на жесткость должны быть проверены не только
деформации станины в целом, но также и контактные деформации поверхностных
слоев металла. Основываясь на опытных исследованиях инж. К. В. Вотинова, эти
деформации можно приближенно подсчитать, принимая линейную зависимость между
деформацией 8 и удельным давлением р. При значениях последнего в пределах
примерно между 10 и 20 кг) см? можно считать для чугунных поверхностей при
хорошем прилегании их друг к другу ~ — 0,05-н 0,20 мксм2[кг в зависимости от
чистоты соприкасающихся поверхностей и плотности стыков. Эти значения, однако,
следует рассматривать лишь как весьма приближенные, так как контактные напря-
жения зависят в действительности от состояния поверхностей стыка, от абсолютной
величины удельного давления и т. д.
156 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
§ 21. НАПРАВЛЯЮЩИЕ
Материалы направляющих и способы обеспечения износостойкости
Начальная точность направляющих достигается соответствующей технологией
обработки, а длительное сохранение ее — правильным выбором материала и рацио-
налы ими условиями эксплуатации. Последние оказывают сильное влияние на ско-
рость износа направляющие. Как показывают наблюдения, при нормальном удель-
ном давлении, достаточной смазке и, что особенно важно, надежной защите от
абразивной пыли и мелкой стружки износ чугунных направляющих может ограни-
чиваться 0,004 — 0,(08 мм/год. При нормальном уходе он лежит в пределах
0,03—0,12 мм/год (для наиболее подверженных истиранию граней направляющих
токарных и револьверных станков), а при плохом уходе может достигать 0,25—
0,30 мм/год, а иногда и более.
Износостойкость направляющих зависит от многочисленных факторов и, в част
ности, от химического состава, физико-механических свойств материала их и мате-
риала сопряженной детали и от качества обработки трущихся поверхностей.
Твердость металла сама по себе еще не гарантирует высокой износостойкости:
иногда в одинаковых условиях эксплуатации твердый металл истирается быстрее
мягкого, так как большую роль играет равномерность структуры металла и одно-
родность формы кристаллов.
При прочих одинаковых условиях износ направляющих меньше, если твердости
направляющих станины и сопряженной детали различны; при одинаковой твердости
возможны заедание и задиры трущихся поверхностей, особенно при больших удель-
ных давлениях и низких скоростях. По вопросу о том, какие из сопряженных
направляющих должны быть тверже, мнения различны. Правильнее, невидимому,
требовать более высокой твердости от направляющих станины: хотя они находятся
в более благоприятных условиях, чем направляющие каретки, стола и т. п. (послед-
ние короче и находятся во время работы под нагрузкой все время на всей своей
длине), но нужно учитывать, что направляющие станины должны изнашиваться мед-
леннее направляющих сопряженной детали. Действительно, при движении последней
как бы копируется форма направляющих станины, и потеря ими точности тотчас же
отражается на точности направления движущейся части станка.
Нужно иметь в виду еще и то, что ремонт направляющих станины значительно
более труден и трудоемок, чем ремонт направляющих каретки, стола и тому
подобных деталей станка.
< Выбор способа обеспечения высокой износостойкости направляющих зависит
в первую очередь от того, составляют ли они одно целое со станиной, столом
и пр. или нет. В первом случае их износостойкость определяется качествами мате-
риала станины — чугуна. Износостойкость таких направляющих можно повысить
закалкой с нагревом т. в. ч., пламенем, а иногда отливкой в кокили. П >следний
способ по ряду причин, в том числе и из-за малой эффективности в отношении
повышения износостойкости, в последние годы мало применяется в станкостроении.
Поверхностная закалка с высокочастотным нагревом чугунных направляющих,
мало снижая пределы выносливости и ударную вязкость чугуна и не вызывая
в процессе эксплуатации станка деформаций (в результате выравнивания внутрен-
них напряжений), существенно отличающихся от деформаций термически необра-
ботанных чугунных направляющих, дает в то же время резкое повышение износо-
стойкости.
Термообработка по этому способу производится с помощью индукторов, форма
которых должна отвечать контуру закаливаемой направляющей, и воздушных и
водяных распылителей для охлаждения нагретого индуктором участка.
Произведенные ЭНИМС опыты показали, что наилучший эффект — стабильность
результате термообработки, однородная высокая твердость и наибольшее повы-
шение износостойкости — достигается при закалке с нагревом т. в. ч. модифици-
рованного чугуна. Хорошие результаты получаются также при применении этого
способа термообработки к немодифицированному перлитовому чугуну при содер-
Н оправляющие
157
жании в нем Ссвяз > О,6°/о, Si < 2°/0 (лучше 1,6—1,8°/0) и С + Si < 5° 0. На
ф> г. 107 представлены результаты опытов ЭНИМС, в которых нижний образец
(линия а) закален с нагревом т. в. ч., верхний (линия й. - термически не обра-
ботан. Опыты производились при среднем удельном давлении р = 10 кг см2, ско-
рости скольжения v = 32,5 мсек, без смазки. Как видно из этой диа-
гр1ммы, в общем износе (линия в) сказывается в основном износ незакален-
ного образца, который в 7—8 раз больше износа термообработанного чугунного
образца.
Глубина закалки при этом способе термообработки чугунных направляющих
составляет обычно 3 + 0,2 лен; достигаемая поверхностная твердость /?с=45 ч-55
для модифицированного, /?с= 40-4-52 для обыкновенного перлитового чугуна.
Внедрение этого способа повышения
износостойкости чугунных направляющих
на некоторых отечественных станкоза-
водах подтвердило хорошую эффектив-
ность его (см. [3], [4]).
Довольно распространен в настоящее
время также и другой способ повышения
износостойкости чугунных направляю- :
щих—поверхностной закалкой с нагре-
вом ацетилено-кислородпым или светиль-
ногазово-кислородньм пламенем. Она про-
изводится горелками, равномерно движу-
щимися вдоль закаливаемых направляю-
щих. Вслед за горелками с такой же
скоростью движутся охлаждающие сопла.
Горелки и сс пла устанавливают так, чтобы
пламя и струя воды охватывали весь
контур направляющей. Глубина закалки
регулируется скоростью движения
горелок и интенсивностью пламени и составляет обычно 2,5—4 мм.
Закаливаемость направляющих зависит от химического состава чугуна, а также
от способа отливки и толщины направляющей. Myiyn должен иметь перлитовую
структуру, возможно низкое содержание СОбщ, Севяз > О,5°/о, а лучше > 0,7—О,8°'о.
П| и закалке пламенем твердость верхнего слоя направляющей возрастает с Нб —
— 180-4—220, обычной для термически не обработанных чугунных направляющих,
до Нц = 450-4- 600 (7?с~ 45-т-53). Одновременно резко повышается, как это
покатали опыты, и износостойкость поверхности. Так, на одном станкозаводе были
экспериментально исследованы на истирание закаленные ацетилено-кислородпым
пламенем и затем прошлифованные направляющие станины токарного станка. Для
этого кривошипно-шатунный механизм сообщал салазкам пол нагрузкой около
230 кг возвратно-посп нательное движение вдоль направляющих на длине 300 мм.
Тождественному испытанию подвергалась одновременно такая же станина, но с чу-
гунными незакаленными направляющими. После 7 мес. непрерывной работы,
в течение которых салазки сделали по 6 млн. ходов на каждой станине, закаленные
направляющие не обнаружили измеряемого износа и не имели на поверхности ни
одной царапины; за то же время незакаленные направляющие сработались по всей
длине более чем на 0,05 мм, притом неравномерно. Другое аналогичное лабора-
торное исследование показало для закаленных светильногазовым пламеней чугун-
ных направляющих уменьшение скорости износа в 5 раз по сравнению с неза-
каленными. Эффективность закалки пламенем чугунных направляющих отсюда
очевидна.
Достоинством этого процесса является также его простота, несложность и
дешевизна требуемого оборудования. Деформация направляющих в результате пла-
менной закалки зависит от формы и сечения направляющих и иногда не превы-
шает 0,1—0,2 мм. Эти искажения формы не являются чрезмерными, поскольку
после закалки направляющие подвергают шлифованию. ?
158
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Некоторое применение получил процесс улучшения пламенем чугунных напра-
вляющих станков. Он отличается от упомянутой закалки пламенем тем, что охла-
ждение струей воды не производится: слой металла направляющей, нагретый выше
критической температуры, охлаждается путем передачи тепла лежащей ниже массе
металла. Для того чтобы охлаждение происходило с надлежащей скоростью, части
отливки, расположенные под закаливаемыми направляющими, предварительно нагре-
вают горелками. Опытное исследование показало, что достигаемая таким образом
износосюйкость направляющих выше, чем после закалки пламенем с энергичным
охлаждением водой.
В современных станках все большее распространение получают стальные напра-
вляющие, прикрепляемые к чугунной или сварной стальной станине (см. фиг. 140—
147 в § 22). Благодаря этому станину (также стол, каретку и т. п.) можно изгото-
вить из металла более низкого качества, следовательно, и более дешевого, чем это
было бы необходимо при изготовлении станины за одно целое с направляющими.
Цель такой конструкции — повышение долговечности направляющих станины: опыт
показывает, что износостойкость стальных закаленных направляющих в 5 —10 раз
больше, чем обычных чугунных.
В качестве материала для стальных направляющих применяются как углероди-
стые, так и легированные стали самого разнообразного состава. Вполне подходят
для этой цели цементуемые стали — углеродистые типа 15 (ГССТ В 1050-41),
закаливаемые в воду, и хромистые типа 20Х (ГОСТ 4543-48), закаливаемые в масло.
Ввиду того что сталь 20Х и подобные ей меньше деформируются при закалке
после цементации, они применяются для изготовления также длинных направляющих.
Сталь 15 чаще используется при изготовлении направляющих полос из отдельных
кусков длиной 500—700 мм, что обусловлено поведением таких полос в термо-
обработке, а также размерами имеющихся печей.
После цементации и закалки полосы из стали названных марок или их замени-
телей отпускаются до твердости Rc =56-г-62.
Применяются в нашем станкостроении также направляющие из стали 40Х, зака-
ленные с нагревом т. в. ч. до твердости Rc = 52-4-58. Изготовление направляющих
из дорогих легированных сталей далеко не всегда оправдано и нередко обусло-
влено в зарубежном станкостроении соображениями конкуренции: практика пока-
зывает, что износостойкость направляющих, сделанных из стали 20Х, а иногда
даже из стали Ст. 6 (ГОСТ 380-50) или 45 (ГОСТ В 1050-41) и закаленных
до твердости Rc — 50 -4- 60, оказывается вполне достаточной. Между тем стои-
мость, например, азотированных направляющих вдвое-втрое больше, чем обычных
стальных.
Обстоятельное экспериментальное исследование 10 различных сочетаний метал-
лов направляющих станины и каретки токарного станка показало, что наилучшими
в отношении износа являются комбинации, указанные на фиг. 108. Как видно из
этой диаграммы, наибольшей износостойкостью (из числа исследованных) обладает
сочетание улучшенных пламенем чугунных направляющих станины со стальными
закаленными направляющими каретки. Однако по причинам, указанным выше
(стр. 156), чаще делают из стали направляющие станины.
В тяжелых станках находят применение направляющие из пластмассы, которыми
снабжается обычно более короткая деталь — каретка или стол, тогда как станина
имеет чугунные направляющие. Эксперименты и опыт эксплуатации их на ряде
заводов дали благоприятные результаты; поэтому вопрос о возможности и целе-
сообразности применения направляющих из пластмасс в проектируемом станке за-
служивает внимания конструктора. Большое достоинство такого конструктивного
решения — чрезвычайно малый износ направляющих станины. При отказе смазочного
устройства сопряжение пластмасса — чугун может работать сравнительно долго
без заедания. Однако износостойкость направляющих из пластмассы сильно зависит
от структуры последней и от режима работы.
Главными недостатками пластмасс в качестве материала для направляющих
станков являются склонность их к разбуханию вследствие впитывания масла и
Направляющие
159
низкий коэфициеш теплопроводности, примерно в 100—150 раз меньший, чем
у чугуна; поэтому при сухом трении возможно нагревание пластмассы до темпера-
туры > 120—130°, при которой она становится хрупкой (озоливание) и не может
сопротивляться разрушению.
Проведенные до сих пор исследования износостойкости направляющих и склон-
ности их к задирам указывают на необобщаемость результатов лабораторных
экспериментов вследствие того, что истирание направляющих из любого материала
зависит от многочисленных факторов. Основные результаты проведенных исследо-
ваний, помимо указанных
выше, сводятся к следующему.
1. Абсолютная величина числа твердости НБ чугун-
ной направляющей сама по себе не характеризует
износостойкости последней: так, иногда при НБ = 80
износостойкость оказывалась выше, чем при7/д=150.
При нормальных условиях эксплуатации станка наибо-
лее целесообразна твердость направ-
ляющих Н/, 160 ~ 180.
2. Наибольший износ и наиболь-
шая склонность к задирам наблю-
Суммарнае число часов работы
а-иЗнос направляющих станины. 6- и 1нос направляющих каретки, в-а->6
Фиг. 108.
Сочетания материалов поправляющих-
/. Каретка чугун, станина — чугун, закаленный пламенем.
//. Каретка - чугун, станина — закаленная сталь.
III. Карет ка закаленная сталь, станина — ле)ированный чугун.
IV. Каретка закаленная сталь, станина чугун, улучшенный пламенем.
3. О влиянии на износостойкость способа отделки направляющих дает понятие
следующее сопоставление (результаты лабораторных опытов):
Станина
Шабреная
Шлифованная
Шабтсная
Шлифованная
Каретка
Шабреная
Шабреная
Шлифованная
Шлифованная
Относительный
износ
100
85
83
58
Следовательно, для повышения износостойкости направляющих целесообразно
шлифовать направляющие как станины, так и каретки (стола, салазок и т. п.).
4. Износ возрастает с увеличением среднего удельного давления на напра-
вляющих.
5. Влияние скорости v скольжения па износ чугунных направляющих незначи-
тельно, по крайней мере в пределах испытанного диапазона v = 0,9 4-10 м мин
6. Предварительная приработка сопряженных чугунных направляющих, прове-
денная с чистым или с графитированным маслом, сильно отдаляет момент начала
заедания по сравнению с неприработанными поверхностями. При малом удельном
давлении прэдварительно приработанные направляющие способны после прекраще-
ния смазки работать довольно долго без появления задиров.
7. С увеличением в чугуне содержания С 3 —3,6°/0) и Р (0,1 - -0,5°/0) и с умень-
шением Si (1,4—О,9°/о) износостойкость направляющих возрастает.
160
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
8. Принудительная смазка направляющих уменьшает их износ в среднем на 15°/в
{опыты ЭНИМС в 1948—1919 гг.). Если надежная смазка направляющих не может
быть гарантирована или удельное давление велико, то иногда может оказаться
более целесообразным применить в паре с чугуном антифрикционный сплав или
пластмассу. Износостойкость подобного сочетания материалов должна быть, однако,
предварительно проверена на стенде, а в случае проектирования станка для се-
рийною производства — на первом образце станка в условиях нормальной эксплуа-
тации.
9. Стальные направляющие не только много более износостойки, чем чугунные,
но и меньше склонны к задирам (опыты ЭНИМС).
10. Коэфициент трения на направляющих зависит от условий работы их — от
смазки, нагрузки, скорости, чистоты поверхности обеих направляющих и пр. Для
чугунных направляющих он лежал в упомянутых опытах в границах f— 0,10-1-0,17,
причем наименьший износ отвечал интервалу /= 0,125-1-0,14; следовательно,
износ не всегда возрастает с коэфициентом трения и не всегда убывает с ним.
Для коэфициента трения пластмассы по чугуну были получены в опытах значения,
колеблющиеся в очень широких пределах; /—0,05-1-0,40, так как на величину /
сильно влияет структура пластмассы и способ ее изготовления.
При любом материале направляющих износ их тем меньше, чем равномернее
распределяется давление на поверхностях направляющих. Как показывает опыт,
последнее обстоятельство оказывает большое влияние на долговечность направляю-
щих станка. Поэтому, например, целесообразно делать крылья каретки супорта
токарного станка возможно более длинными. Поверочный расчет направляющих
(см. § 25) позволяет выявить те изменения, которые должны быть внесены в кон-
струкцию, чтобы увеличить их долговечность.
Технические условия на направляющие
Существующие „Общие технические условия на изготовление и приемку ме-
таллорежущих станков” (изд. ЭНИМС, 1946) содержат ряд специальных требова-
ний, которым должны удовлетворять направляющие в отношении: 1) твердости,
2) качества обработки и сборки, 3) точности.
1. Твердость направляющих. Твердость направляющих, отлитых заодно
со станиной, определяется нормами, установленными для чугуна соответствующего
класса (см. стр. 123, табл. 5).
В пределах одной и той же направляющей скольжения колебания твердости
(т. е. разность Д/Уд = Hp,max — Hp.min) ограничиваются условиями Д7/с^>25 при
длине направляющей L < 4 м и Д/7д ф> 35 при L > 4 м. Для направляющих станин,
состоящих из отдельных частей, допускается Д/Ус^>45 на всей длине направляю-
щей. Как для цельных, так и для составных станин значения Нртп и /7дП1|П не
должны выходить из гравии, установленных для чугуна соответствующего класса.
Для стальных закаленных направляющих нормы твердости указанными техни-
ческими условиями не предусмотрены; она всегда больше нижш го предела для
чугунных направляющих и в зависимости от марки стали и термообработки дости-
гает значений Ир, = 500 и больше (для азотированных Нр, > 900 -н КОО).
2. Качество обработки и сборки. Направляющие поверхности станин,
а также стоек, сюлов, салазок и пр. должны быть чисто обработаны шабровкой
или шлифованием либо другим способом, который сообщает поверхности такое же
высокое качество (полировка, притирка пастой ГОИ). Закаленные направляющие
должны быть тонко отшлифованы.
При проверке на краску шабреных направляющих количество несущих пятен
на плошали 25x25 мм2 должно быть не меньше 16 для направляющих высоко-
точных (прецизионных) станков, 10 — для направляющих скольжения при ширине
b < 250 мм и направляющих перестановки при 6-С100 мм, 6 — для направляю-
щих скольжения при b > 250 мм и направляющих перестановки при b > 100 мм.
При проверке на краску направляющих, отделанных каким-либо другим способом,
несущие пятна должны распределяться равномерно по всей поверхности.
Направляющие скольжения 161
Направляющие скольжения или перестановки должны по всей поверхности
прилегать к соответствующим поверхностям сопряженных деталей. Плотность при-
легания проверяется на краску и щупом толщиной 0,04 мм, который не должен
заходить в стык между сопряженными поверхностями; допускается лишь закусыва-
ние щупа на длине 25 мм с торцов направляющих.
Клинья для регулирования зазоров в направляющих (см. § 22, п. 0) должны
плотно прилегать к направляющим по всей длине как в плоскости скольжения,
так и в плоскости прилегания. Устройства, с помощью которых производится
регулировка направляющих, должны обеспечивать установленное положение послед-
них во время работы станка и иметь достаточный запас для подтягивания клиньев по
мере их износа и после перешабровки
3. Точность направляющих стандартизована соответствующими ОСТ и
ГОСТ „Нормы точности0 для станков различных типов. В зависимости от класса
точности изделий, для обработки которых предназначается станок, а также от
размеров станка эти стандарты устанавливают различные пределы допускаемых
отклонений направляющих от правильной геометрической формы и от правильного
положения их относительно других базирующих поверхностей, от перпендикуляр-
ности или параллельности другим направляющим того же станка. Знаки (напра-
вления) допускаемых отклонений выбраны при этом с таким расчетом, чтобы де-
формации направляющих во время работы станка под нагрузкой уменьшали эти
отклонения, приближая форму направляющей к геометрически идеальной.
Точность круговых направляющих для вращающихся столов (карусельные,
некоторые зуборезные станки, многопозиционные станки различных типов) прове-
ряется по биениям стола.
Необходимые точность и чистота поверхности направляющих достигаются
соответствующей технологией механической обработки их, подробно рассматривае-
мой в курсе „Технология станкостроения0
§ 22. КОНСТРУКЦИИ НАПРАВЛЯЮЩИХ СКОЛЬЖЕНИЯ
А. Общие положения
Для обеспечения строго прямолинейного движения салазок, стола, стойки и
тому подобных деталей станка направляющая должна быть ограничена такой по-
верхностью, которая оставляет движению этой детали только одну степень свободы.
Следовательно, в качестве направляющей может быть использована произвольная
линейчатая поверхность с образующими, параллельными направлению требуемого
движения, за исключением лишь одной круговой цилиндрической поверхности
(оставляющей две степени свободы). Так как проще всего обрабатываются плоскости
и круговые цилиндрические поверхности, то направляющие станков для прямоли-
нейного движения ограничены в большинстве случаев плоскостями, значительно
реже — двумя круговыми цилиндрами.
Отсюда следует, что направляющая может иметь любой многоугольный про-
филь. Пример такого конструктивного решения показан на фиг. 109 (направляю-
щие ползуна холодной дисковой пилы). Однако взаимная пригонка нескольких
сопряженных плоскостей скольжения тем труднее, чем больше число таких пло-
скостей (и чем больше их площади). Поэтому естественно стремление свести это
число к наименьшему необходимому — к трем, как схематически показано на
фиг. 110, а. Функция направляющей будет обеспечена, а вместе с тем обработка
сокращена при выполнении ее по схеме фиг. 110,6, требующей значительно мень-
шей пригонки. Треугольный профиль в действительности и лежит в основе многих
направляющих станков (см. ниже).
Очевидно, что направляющая треугольного профиля будет успешно выполнять
свое назначение при использовании лишь отдельных участков каждой из трех
сторон профиля, т. е. принципиально возможны решения, показанные схемати-
чески на фиг. 111, а—е утолщенными линиями; см. также такие же линии на
фиг. 112 и 113 (направляющая салазок на стойке горизонтально-расточного станка).
11 Ачеркан 1386
162
Станины Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг. ПО.
Фиг. 112.
Фиг. 113.
Направляющие скольжения
163
Если на направляющую постоянно действует сила, направленная перпендику-
лярно одной из ее трех граней или дающая перпендикулярную ей составляющую,
достаточную для обеспечения постоянного прилегания сопряженных поверхностей
по двум остальным граням, то указанная грань направляющей становится лишней;
Фиг. 114.
в подобных случаях требуемое направление дви-
жения вполне определяется двугранной направ-
ляющей, профиль которой получается отбрасыва-
нием соответствующей стороны треугольника, как
изображено на фиг. 114, а—г (ср. с фиг. 111).
Поэтому если бы, например, на стол станка по фиг. 112 постоянно действовала
достаточно большая вертикальная сила V, показанная на фигуре штриховой
стрелкой, то в планке 1 (фиг. 112) не было бы необходимости. Если же система
сил, действующих на направляющие
во время работы станка, не дает
такой составляющей, то замыкающая
сторона профиля необходима.
Так как обработка и контроль
взаимно перпендикулярных и парал-
лельных плоскостей несколько проще,
чем наклонных, то в качестве ис-
ходного профиля для направляющих
прямолинейного движения берут
также прямоугольник, в котором
используются либо все четыре сто-
роны (фиг. 115, а—в, а также фиг. 116, на которой направляющие поверхности
показаны утолщенными линиями), либо только три стороны (фиг. 115, г — е)—
при наличии постоянно действующего усилия, заменяющего четвертую, замыкаю-
щую сторону профиля направ-
ляющей.
Если принять в качестве ис-
ходного профиля направляющей
окружность, то, чтобы оставить
движущейся детали станка лишь
одну стелено свободы (следова-
тельно, устранить возможность
ляющей), необходима еще одна направляющая
Примеры конструктивных решений приведены
вращения ее вокруг оси направ-
такого же или другого профиля
ниже.
Очевидно, что точность движения стола, салазок и т. д. не нарушится, если
какую-либо плоскость направляющих заменить системой параллельных прямых,
лежащих в этой или в параллельной ей плоскости. Таким же образом могут быть
заменены и все другие плоские грани направляющих. Практически это сводится
к применению роликов или шариков, как схема1ически показано на фиг. 117, а
и б. Конструкции направляющих качения показаны ниже (см. § 23).
164
Станины Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Взаимная пригонка сопряженных поверхностей скольжения с той степенью точ-
ности, какая требуется для направляющих, довольно трудоемка; кроме того, увели-
чение зазоров в стыках этих поверхностей вследствие постепенного истирания их
неизбежно. Поэтому для регулирования величины этих зазоров необходимы ком-
пенсирующие устройства, используемые не только при сборке и для устранения
игры, но иногда и для установки величины зазора сообразно скорости скольже-
ния и нагрузке направляющих. В этих устройствах нет надобности лишь при таких
формах направляющей, при которых автоматическая компенсация износа происходит
под действием, например', собственного веса салазок, стола и т. п.
Необходимое число поверхностей, координирующих движение, может быть
сосредоточено в одной направляющей („грядке") станины, т. е. по одной стороне
ее, или они могут быть распределены между несколькими направляющими.
Фиг. 119.
В подавляющем большинстве станков для прямолинейного движения салазок,
супорта, стойки, стола и т. п. служат две направляющие, а в тяжелых станках
три, четыре, иногда и больше направляющих — в зависимости от ширины станины,
числа супортов, веса стола с установленной на нем наиболее тяжелой деталью
и т. д. Это необходимо для того, чтобы удерживать деформации станины и стола,
а также удельное давление на направляющих в допустимых границах. Для при-
мера на фиг. 118 показана станина с тремя плоскими направляющими горизон-
тально-расточного станка с диаметром сверлильного шпинделя 100 мм. Иногда три
направляющие применяются и в станках средних размеров с целью уменьшения
деформаций прогиба салазок (фиг. 119—С1анина и супорт токарно-винторезного
Направляющие скольжения
165
станка с двигателем мощностью 14 кет), а также, например, в двухшпиндельных
горизонтальных станках для одновременного сверления и расточки двух длинных
труб и др.
Круговые направляющие образуются поверхностями вращения одной прямой
или двух пересекающихся прямых, т. е. представляют собой либо цилиндриче-
скую, либо коническую поверхность, либо сочетание двух или большего числа
соосных конических поверхностей (см. § 22, п. Е).
Б. Конструктивные формы направляющих скольжения
В соответствии с изложенными общими положениями в современных станках
применяются направляющие скольжения (фиг. 120): призматические, или треуголь-
ного профиля (а—в), V-образные (г и д), с профилем в форме ласточкина хвоста
(с и ж); плоские, или прямоугольного профиля (з и и); цилиндрические (штанго-
вые, к и л). Призматические
и V-образные направляющие
могут иметь профиль симме-
тричный (а и г) или несимме-
тричный (вид), причем грани
направляющей в большинстве
случаев (однако не всегда)
взаимно перпендикулярны, осо-
бенно у призматических на-
правляющих. Угол между гра-
нями V-образных направляю-
щих делают нередко большим
90° (около 120°) с целью уве-
личения несущей нагрузку
поверхности при не слишком
большой глубине. Однако бо-
лее правильной является обрат-
ная тенденция — в сторону
уменьшения этого угла (на-
пример, в некоторых зубо-
фрезерных станках завода
„Комсомолец0 этот угол равен
70°), так как это лучше обес-
печивает основную функцию
направляющих — направлять движение. Это особенно важно для станков повышен-
ной точности (см. правую направляющую бабки ведущего круга на фиг. 170).
Угол между гранями ласточкина хвоста делаю г равным 55°, за редкими исклю-
чениями.
Каждая из конструктивных форм направляющих имеет свои достоинства и свои
недостатки, причем некоторые из этих свойств зависят от расположения напра-
вляющей, как это ясно из дальнейшего.
Призматические направляющие реже повреждаются мелкой стружкой, которая
легко скатывается с наклонных граней, и обладают способностью саморегулиро-
ваться. С другой стороны, на них плохо удерживается смазка. Изготовление, при-
гонка и ремонт призматических направляющих сложнее, чем плоских. Износ их
влияет на точность работы станка меньше, чем износ направляющих прямоуголь-
ного профиля.
Направляющие V-образного профиля (они располагаются всегда в горизонталь-
ной плоскости) очень удобно смазывать, но они хуже плоских в отношении воз-
можности повреждения стружкой или абразивом. В остальном их положительные
и отрицательные стороны такие же, как у призматических направляющих.
Основные достоинства направляющих с профилем в форме ласточкина хво-
ста — простота регулировки, которая производится с помощью лишь одной планки
166 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
или клина, и удобство применения в качестве направляющих для вертикальны?
перемещений; призматические и V-образные направляющие для вертикально дви-
жущихся узлов трудно используемы, особенно при большой величине действующих
на отрыв усилий. Изготовление и контроль направляющих в форме ласточкина
хвоста сравнительно сложны.
Направляющие прямоугольного профиля проще всех других в отношении обра-
ботки и ремонта. Несущие плоскости их легко могут быть сделаны широкими,
следовательно, удельное давление — малым. При расположении в горизонтальной
плоскости они хорошо удерживают смазку, но уступают призматическим направляю-
щим в отношении опасности повреждения стружкой.
Цилиндрические направляющие по фиг. 120, л обладают примерно теми же
качествами, что и V-образные, но обработка сопряженной направляющей поверх-
ности, имеющей форму круглого цилиндра, значительно проще. Последнее отно-
сится и к направляющим по фиг. 120, к.
Обе направляющие для движения или перестановки одной и той же детали
станка часто имеют различные профили: сообразно с величиной и направлением
усилий, действующих на одну и на другую направляющую, им часто придают раз-
личную форму, как это видно из фигур, приведенных в § 19 и ниже, иллюстри-
рующих комбинации профилей направляющих, наиболее частые в практике станко-
строения. Выбор формы направляющих требует анализа системы сил, действующих
на направляющие. Желательно, чтобы сила была направлена приблизительно пер-
пендикулярно рабочим граням направляющих; поэтому, например, в современных
токарных станках широко распространены направляющие для каретки супорта по
фиг. 120, в: результирующая сила направлена здесь под таким углом к внутренней
(короткой) грани передней направляющей, что супорт не имеет тенденции „взби-
раться “ на нее.
Имеет значение и ожидаемый износ граней направляющих. Нередко несколько
вариантов представляются примерно равноценными, что объясняет разнообразие
конструктивных решений, встречающихся в современных станках.
Ориентировка граней каждой отдельной направляющей (и оси цилиндрической
направляющей) вполне определяется требуемым направлением перемещений дви-
жущейся или устанавливаемой детали или узла, например, салазок, стола, консоли
и т. п. Что касается расположения обеих (или большего числа) направляющих
для определенной детали станка в горизонтальной, вертикальной или наклонной
плоскости, то оно в принципе произвольно: исходный профиль может занимать
любое положение в своей плоскости. Выбор того или иного расположения может
быть обусловлен различными соображениями — технологическими, стремлением
уменьшить опасность отжатия супорта или каретки под действием усилий резания,
лучше защитить направляющие от стружки, облегчить удаление ее — что имеет
особенно большое значение в станках для скоростной обработки, сделать более
удобным наблюдение за работой инструментов, дать лучшее направление супорту
и т. п. Иногда по этим же причинам располагают две направляющие для одной
детали в одной плоскости, а третью — в другой.
Нужно стараться ориентировать рабочие грани направляющих относительно
усилий резания и тягового усилия таким образом, чтобы действующие на каретку,
супорт, стол и т. д. опрокидывающие моменты были возможно малыми, а давле-
ние на грань распределялось по всей рабочей длине ее. Для последнего необхо-
димо, в частности, чтобы как направляющая станины, стойки и т. д., так и на-
правляющая сопряженной детали станка, рассматриваемые как балки или плиты,
обладали высокой жесткостью; большие деформации соприкасающихся поверхно-
стей направляющих легко могут привести к сосредоточению всей нагрузки на не-
больших площадках, а тем самым — к быстрому износу направляющих. Сказанное
поясняют приведенные ниже примеры.
У токарных центровых станков наиболее распространено расположение на ста-
нине направляющих для каретки супорта в одной (или приблизительно в одной)
горизонтальной плоскости, как изображено на фиг. 57, 59, 77, 79, 93, 118 и др.
Направляющие скольжения
167
bud crepedu
Фиг. 121.
168
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Из трех направляющих для каретки токарного супорта по фиг. 119 средняя распо-
ложена немного ниже двух остальных; благодаря этому получается несколько
большим максимальный диаметр обточки над станиной и может быть увеличена
толщина мостика каретки.
В многорезцовых токарных станках, на
которых снимается большое количество
стружки многими резцами, установленными
в нескольких супортах, необходимо преду-
смотреть на станине направляющие для каж-
дого из продольных и поперечных супортов,
надежно защитить направляющие от стружки
и обеспечить хороший сход ее. На распо-
ложение направляющих влияет, кроме того,
требование, чтобы один супорт не мешал
движению других. Все эти требования при-
водят к характерному для станков этой
группы расположению направляющих — в
вертикальных или наклонных плоскостях;
примеры — на фиг. 67, 121 (передний супорт
многорезцового полуавтомата модели 1730).
При таком расположении направляющих
часто достигается также большая устойчи-
вость супортов и работа их без вибраций
благодаря более благоприятному располо-
жению рабочих граней направляющих отно-
сительно усилий резания.
Аналогичное разнообразие конструктивных решений наблюдается и в других
группах станков соответственно разнообразным условиям работы направляющих.
В некоторых случаях внутри направляющих должно быть помещено устрой-
ство для закрепления стола относительно станины. Пример — на фиг. 122, изобра-
жающей деталь станины и стола координатно-расточного станка.
В. Устройства для регулирования направляющих
Для точного и свободного от сотрясений движения детали станка, перемещаю-
щейся вдоль направляющих, и связанного с ней узла, необходимы элементы, позво-
ляющие устранять игру во всех парах со-
пряженных направляющих поверхностей.
Наиболее общее решение показано на
фиг. 123 (большая часть фиг. 123—142 вы-
полнена полусхематически): чрезмерный зазор
в стыках горизонтальных плоскостей, вос-
принимающих вертикальное давление V,
регулируется здесь клиньями 1 и 2, а в вер-
тикальных плоскостях, которые воспринимают
горизонтальное давление Нг или Н2 и являются
собственно направляющими поверхностями,—
клином 3.
Если каретка или салазки охватывают
контур прямоугольных направляющих только
с трех сторон (фиг. 124), необходимы при-
жимные планки 1 и 2, которые прикрепляются
к салазкам винтами. Обработка направляю-
щих деталей в этом случае проще, чем при
конструкции по фиг. 123, но ком-
пенсация износа горизонтальных граней, в результате которого чрезмерно увели-
чился бы зазор между планками и нижними (задними) плоскостями направляющих
Регулирование направляющих
169
станины, требует шабровки; чтобы избежать ее, иногда применяют тонкие
слоистые прокладки (см. фиг. 134, в).
Для регулирования зазора в вертикальных плоскостях стыка направляющих
здесь служит планка 4 (фиг. 124) прямоугольного профиля и постоянной толщины;
В
Фиг. 124.
Фиг. 125.
по мере надобности планку поджимают несколькими винтами <3. Вместо такой
планки также и в данном случае можно прийенить клин.
При комбинировании направляющей с профилем в форме половины ласточкина
хвоста с прямоугольной регулирование зазоров производится аналогично, как это
Фиг. 126.
ясно из сравнения фиг. 125 с фиг. 123 и фиг. 126 с
фиг. 124; различие лишь в том, что при такой конструк-
ции направляющих прижимная планка со стороны ласточ-
кина хвоста становится лишней, так как опрокидывание
салазок в сторону, показанную стрелкой, невозможно.
Регулирующую планку или клин ставят, как правило, со
стороны плоской
направляющей. Однако при надобности
ее можно поместить и с противоположной стороны, как это видно из фиг. 127 и 128.
изображающих два варианта регулирования направляющих в форме ласточкина хвоста
Если регулирование зазора производится с помощью планки постоянной тол-
щины, то она должна быть помещена в направляющих таким образом, чтобы давле-
ние воспринималось непосредственно сопри-
касающимися гранями направляющих, т. е. V
со стороны, противоположной нагруженному
стыку последних (см. стрелки Н на фиг. 124
и 126). При регулировании посредс1вом
клина он может быть расположен с любой
стороны (см. стрелки и //2 на фиг. 123
и 125), хотя также и в этом случае пред-
почтительно следовать указанному выше ф(!Г j.jg
правилу для расположения планок.
Для регулирования призматических направляющих требуются только планки,
прижимаемые посредством винтов-к нижней (задней) плоской стороне направляю-
щих, с необходимым для движения зазором (см. фиг. 119).
Из предыдущего ясно, что в большинстве случаев для регулирования зазора
достаточно поставить клин или планку с одной стороны. Только в тех случаях,
когда необходимо сохранить неизменным положение какой-нибудь оси или плоскости
170 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
направляемой детали относительно других частей станка, необходимы компенсаторы
с обеих сторон направляющих, как схематически показано на фиг. 129 (необхо-
дима неизменность положения средней вертикальной плоскости 00 револьверной
головки).
Регулирующие клинья имеют уклон в пределах от 1 :40 до 1 :100. Так как
чем больше уклон, тем больше и разница в толщине клина на его концах, то
чем длиннее клин, тем меньшим делают
его уклон.
Для установки клина в требуемом по-
ложении необходимо иметь возможность
перемещения его в обоих направлениях.
С этой целью применяют винты разно-
образных конструкций;наиболее распрост-
раненные варианты показаны на фиг. 130,а,
б, в с одним винтом двустороннего дей-
ствия и на фиг. 131 —с двумя винтами.
Реже используется конструкция, показан-
ная на фиг. 132 (регулирующий клин ра-
Фиг. 130.
бочего стола бесконсольного вертикально-фрезерного станка модели 6Д16). Для
установки клина здесь необходимо сначала расконтрить обе гайки 1 и 2.
На фиг. 133 показаны для примера три вида клиньев бесцентрово-шлифовального
станка модели 3180 (а — клин с головкой, 6 — клин без головки, в — плоский
клин-планка).
Вариант
головки
Различные формы поперечных сечений клиньев и планок, встречающихся в совре-
менных станках, представлены на фиг. 134 и дальнейших.
На первой из них изображены три варианта нижней планки салазок; вариант а,
самый распространенный, требует шабровки; при втором варианте б регулировка
зазора производится винтами с контргайкой, в третьем в для этого достаточно
удалить один или два тонких листка из слоистой прокладки 1. Наиболее удобна
для регулирования придерживающая планка по фиг. 135 (планки револьверного
супорта станка модели 1322), как это понятно из чертежа; применение таких
планок в револьверном станке с головкой барабанного типа, ось которой парал-
лельна оси шпинделя, показано на фиг. 180.
На фиг. 136 показан способ регулирования направляющих прямоугольного про-
филя посредством планок постоянной толщины. Различные способы регулирования
Регулирование направляющих
171
направляющих в форме ласточкина хвоста представлены на фиг. 137, а и б
(планки постоянной толщины с сечением в виде параллелограма) и фиг. 138, а — г
(планки трапециевидного профиля). В первых двух конструкциях (а и б) последней
фигуры регулирование производится винтами 7;
предварительно нужно немного отпустить крепежные
кинты 2. В варианте по фиг. 138, в зазор в направ-
ляющих определяется толщиной слоистой прокладки.
При регулировании с помощью планок по фиг. 138
необходима очень тщательная обработка упорных
плоскостей (проверка по краске).
Расстояние между поверхностями, направляющими
движение, зависит от местоположения регулирую-
щего клина или планки, как это видно из сравне-
ния величин В на фиг. 124 и 139: на первой из
них схематически представлены так называемые
широкие, на второй—узкие направляющие.
Нередко приписываемое последним преимущество
перед широкими направляющими — меньший пере-
кос движущейся детали (каретки, стола и т. д.) —
в действительности не существует, так как угол
перекоса зависит только от отношения зазора в
направляющих к длине этой детали станка. Что
касается величины тягового усилия, необходимого
для перемещения последней по направляющим, то она хотя и зависит от их
ширины, но в сравнительно небольшой степени. Значительно сильнее влияют на
эту величину длина салазок и положение линий действия тягового усилия и пре-
одолеваемой им равнодействующей сил сопротивления относительно средней линии
(параллельной направляющим) передвигающейся детали. В зависимости от этих
факторов тяговое усилие получится меньшим при прочих одинаковых условиях
иногда для узких, иногда для широких направляющих. Практически при достаточно
длинных салазках обе конструкции равноценны, и положение клина или планки
следует выбирать, сообразуясь главным образом с удобством регулирования на-
правляющих. При коротких салазках предпочтительны узкие направляющие.
В новейших моделях станков применяются как широкие, так и узкие направляю-
17'2 Станины. Направляющие Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг. 139.
Привертные и приваренные направляющие
173
щие; общая тенденция последнего времени направлена в сторону предпочтения
узких направляющих.
Общий недостаток регулирующих клиньев — увеличение числа стыков в сопря-
жении, малая жесткость самих клиньев и в результате этого более или менее
значительное понижение жесткости узла в отношении сжимающих усилий. В не-
благоприятных случаях это может привести к вибрациям. Ослабить указанные
влияния клиньев можно путем правильного расположения их (см. стр. 169) и
достаточно сильной затяжки клина винтами после того, как он отрегулирован.
Г Привертные (прикрепляемые) и приваренные направляющие
Направляющие, изготовленные отдельно от станины из стали (стр. 158) или
из высококачественного чугуна, могут иметь любую форму. К чугунной станине
(или другой литой детали станка) они прикрепляются, как правило, винтами. Для
разгрузки последних от поперечных усилий иногда применяют соединение гребнем
Фиг. 142.
и пазом (см. фиг. 121, 4, фиг. 140, направляющая на фиг. 145) или ласточкиным
хвостом (см. фиг. 91), а иногда крепление производится так, как изображено на
фиг. 141.
Тонкие стальные направляющие прикрепляют винтами с коническими головками
впотай, шлицованными (фиг. 142) или без прорези. Чтобы винты последнего типа
возможно было завернуть, они снабжаются временной головкой, которая соеди-
няется с конической головкой винта шейкой, более тонкой, чем стержень винта;
винт завертывают до отказа, после чего временную головку обламывают, а кони-
ческую головку с оставшейся частью шейки обрабатывают заподлицо с поверх-
ностью направляющей. На фиг. 143 (станина резьбошлифовального станка модели
ММ582) направляющие крепятся винтами со шлицованной цилиндрической го-
ловкой.
Везде, где это возможно, лучше располагать крепежные винты так, чтобы
рабочие поверхности направляющих не были нарушены (фиг. 141, 144 и др.).
Если это невозможно или затруднительно и головки винтов выходят на рабочую
поверхность направляющей, то они должны быть плотно пригнаны к соответствую-
щим отверстиям, чтобы стружка не могла застревать в зазорах. В этом отноше-
нии конструкция по фиг. 140 лучше, чем по фиг. 142.
Иногда стальными направляющими снабжают не только станину или стойку, но
также и движущуюся по ней деталь. Пример — на фиг. 145, поясняющей кон-
струкцию крепления стальных направляющих на станине и па каретке револьвер-
ной головки полуавтомата. Цель такой конструкции — возможно более длительное
сохранение центрального положения каретки относительно оси шпинделя.
К стальным сварным станинам, стойкам, столам и т. д. стальные направляющие
приваривают (фиг. 146, а — в), а чугунные прикрепляют винтами кетальной при-
174 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг. 143.
Фиг. 145.
Фиг. 146.
Цилиндрические направляющие
175
варенной полосе. Пример такого решения показан на фиг. 146, г; оно было бы
лучшим при креплении снизу. В данном случае зазоры между головками винтов
и направляющей допущены потому, что направляющие надежно защищены и вероят-
ность попадания на них стружки
ничтожна.
Заслуживает упоминания оригиналь-
ное решение, примененное одним гер-
манским заводом в изготовлявшихся
им токарно-винторезных станках. На-
правляющие фасонного профиля изго-
товлялись прокаткой (сталь с СО,45°/о,
Мп до О,8°/о, Si до О,35°/о) в виде
полос и приваривались сплошным швом
к станине (фиг. 147). Однако такое
решение далеко не всегда приемлемо
и может оправдываться лишь при
достаточно большой серийности произ-
водства — стоимость специально ка-
либрованных прокатных валков высока.
Д. Цилиндрические направляющие
Цилиндрические направляющие по-
лучили применение в современных стан-
ках самых различных типов. Они при-
меняются' как при длинных, так в
особенности при коротких ходах дви-
жущейся детали. Однако, несмотря на
формы (удобство очень точной обработки, легкое скатывание стружки), они все
же находят пока значительно меньшее распространение, чем направляющие сколь-
жения других профилей, рассмотренные выше. Напротив, если супорт одно-
временно с поступательным должен совершать и качательные движения (как,
например, в полуавтоматах модели 116), цилиндрическая направляющая является
наиболее удобной.
750-
Фиг. 147.
многие достоинства направляющих этой
Фиг. 148.
Направляющие стальные цилиндрические брусья или трубы могут быть закре-
плены либо в неподвижной части станка—станине, стойке, консоли, либо в дви-
жущейся. Чаще применяют первый способ закрепления, как показано на фиг. 148,
изображающей резьбонарезной станок модели НХ-82. Каретка 2, несущая приспо-
собление с заготовкой, подается здесь по цилиндрическим направляющим брусьям /,
закрепленным неподвижно в станине станка. Перемещение каретки ручное и произ-
водится штурвалом 3, на валике которого заклинены две реечные шестерни,
постоянно сцепленные с рейками, нарезанными на направляющих брусьях снизу.
Конструкция значительно проще и дешевле, чем при направляющих любой другой
формы. Второй пример — на фиг. 149, изображающей операционный станок, изго-
176
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
товленный одним из наших заводов. Каретка 1 перемещается ходовым валиком 3
по цилиндрическим направляющим 2—2. Из фигуры видна крайняя простота кон-
струкции станины, требующей к тому же минимальной обработки благодаря при-
менению цилиндрических направляющих
В брусьях часто делают сверху продольную смазочную канавку. Для компен-
предусматриваются сменные или регулируемые вкладыши, вставляе-
сации износа
мые в движущуюся часть станка. В конст-
рукциях по фиг. 150,а— в износ цилиндри-
ческих направляющих компенсируется либо
подшабриванием или сошлифовкой стыков
(а), что связано с простоем станка, либо
посредством зажимных и распорных винтов
(б), либо подтягиванием вкладышей с не-
сколькими надрезами и одной прорезью (в),
Коническая
поверхность
и распорные
винты
Фиг. 150.
*)
т. е. теми же способами, какие применяются для регулирования зазоров в под-
шипниках скольжения (см. § 51, Б). Тождественность конструктивных решений
объясняется здесь тем, что и подшипники служат, в сущности, направляющими,
но только вращательного движения.
Е. Круговые направляющие
Направляющие вращающихся или лишь периодически поворачивающихся столов
и револьверных головок должны обеспечивать точное круговое движение без
осевой игры. При конструировании таких направляющих нужно предусмотреть
возможность компенсации зазоров, обусловленных износом, и надежную смазку.
В специальных устройствах для защиты от стружки и пр. нет надобности, если
круговые направляющие полностью закрыты направляемой ими деталью, как это
часто бывает в станках с направляющими этого вида. При большом удельном
давлении на направляющих очень желателен автоматический контроль их темпера-
туры (см. стр. 190).
В наиболее тяжелых условиях работают круговые направляющие карусельных
токарных станков, особенно крупных: на них действуют нередко очень большие
усилия, а окружные скорости вращающихся столов отвечают здесь скоростям
резания при токарной обработке. В плоскошлифовальных и зуборезных станках
как давления на круговые направляющие, так и окружные скорости их, близкие
к скоростям круговой подачи, значительно меньше.
Форма направляющих поверхностей и их число зависят главным образом от
размеров направляемой детали, от величины и направления действующих усилий.
Для револьверных головок и небольших столов необходимая точность направле-
ния часто достигается так же, как точность вращения шпинделей станков: деталь
имеет центрирующую цапфу или связана с валом (шпинделем), который вра-
щается в конической или в цилиндрических опорах. Опоры качения и упор-
ный подшипник здесь обычно не нужны. Примеры подобных решений приве-
дены ниже.
Круговые направляющие t.
177
На фиг. 151, представляющей разрез через верхнюю часть продольного супорта
револьверного станка модели 136, револьверная головка 1 имеет внизу коническую
цапфу, которой она сидит во втулке 4, точно пригнанной к своему гнезду в ка-
ретке 3 супорта. Посредством круглой гайки 2 эту втулку можно поднять
настолько, чтобы револьверная головка центрировалась с требуемой посадкой
в направляющем конусе втулки 4 и одновременно опиралась торцом на плоскость
каретки. Направление обеспечивается здесь конусом, а вертикальная нагрузка
воспринимается в основном упомянутой плоскостью. Для регулирования зазора
в направляющем конусе здесь необходимо предварительно снять головку. Эту опе-
рацию приходится производить сравнительно редко, так как направляющая рабо-
тает лишь периодически, а положение револьверной головки после поворота
определяется фиксатором, входящим в одно из гнезд 6, и отчасти зажимным
хомутом 5.
Аналогично сконструировано направление стола 4 зубострогального станка для
цилиндрических колес (фиг. 152), но для регулировки по высоте конусной
втулки 6 здесь нет надобности снимать стол: для этого нужно вывинтить винты 2,
в одно из отверстий стола вставить калиброванный штифт 3 и рукояткой 8 вра-
щать червяк 7, сцепленный с червячным венцом 5 стола, до тех пор, пока штифт
не западет в отверстие регулировочной гайки 1. При дальнейшем вращении руко-
ятки 8 вместе со столом будет вращаться и эта гайка, поднимая или опуская
втулку 6.
Пример направления вращающегося стола посредством одной конической
поверхности показан на фиг. 153, представляющей (полусхематически) разрез
через стол зубофрезерного станка. По своей простоте конструкция не требует
пояснений. Простота изготовления ее очевидна.
В малом карусельном токарном станке по фиг. 154 направляющие предста-
вля|от комбинацию конической и цилиндрической поверхностей (показаны на фигуре
12 Ачеркан 1386
178
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
утолщенными линиями); первая воспринимает также рабочее давление, вес стола
и обрабатываемой заготовки, а длинная цилиндрическая направляющая шпинделя
Очень часто в карусельных станках применяют направляющие несимметричного
V-образного профиля (фиг. 155, стол карусельно-шлифовального станка, пред-
назначенного для шлифования дисковых пил). Направляющая шпинделя конструи-
руется при этом так же, как
опоры шпинделей тяжелых токар-
ных и лобовых станков. Подпят-
ник шпинделя позволяет разгру-
зить V-образную или плоскую
направляющую стола.
Легко понять, что такие
конструкции круговых направ-
ляющих значительно сложнее в
изготовлении, чемописанные выше,
так как здесь требуется достигнуть соосности трех сопряженных поверхностей
и совпадения при сборке образующих двух пар конических поверхностей, кото-
рые должны быть соосны. Необходимое совпадение может быть достигнуто шаб-
ровкой при условии выполнения ее рабо-
чими высокой квалификации. Практические,
преимущества направляющей V-образного
профиля перед простой конической предста-
вляются тем более сомнительными, что во
время работы направляющие стола и станины
получают различные по величине тепловые
деформации. При отсутствии боковых усилий,
стремящихся сдвинуть стол в сторону, или
незначительной величине этих усилий, как это
обычно имеет место в плоскошлифовальных
станках, в направляющих V-образного про-
филя надобности нет, и в подобных случаях
более уместна кольцевая плоская напра-
вляющая.
Такая направляющая нередко применяется
также в тяжелых карусельных станках; при
этом основную функцию направления дви-
жения стола несет шпиндель.
В карусельных токарных станках со столом очень большого диаметра, внутрен-
ний диск которого может вращаться вместе с его внешним кольцом или отдельно
от него, необходимы две направляющие в горизонтальной плоскости. Одна из них
имеет обычно несимметричный V-образный профиль, воспринимающий боковые
усилия, а вторую направляющую приходится делать плоской, по крайней мере
Направляющие качения
179
при диаметре стола свыше 6—7 м, так как достигнуть одновременного и равно-
мерного прилегания трех или четырех пар сопряженных конических поверхностей
практически невозможно или, во всяком случае, чрезвычайно трудно.
Круговые направляющие можно в большей или меньшей степени разгружать
с целью уменьшения их износа. Для этого при конструировании станка преду-
сматривают соответствующее устройство, чаще всего подобное показанному на
фиг. 155. Прибегать к таким устройствам следует в тех случаях, когда давление
на направляющие переменно по величине. Если же оно постоянно, как., например,
в специальных плоскошлифовальных станках с круглым столом, то проще и дешевле
разгрузка с помощью пружин.
Круговые направляющие столов, не связанных со шпинделем, опирающимся на
подпятник, можно разгружать, регулируя давление масла, подаваемого насосом на
направляющие.
Следует упомянуть о тенденции последнего времени — обеспечить точное напра-
вление больших круглых столов быстроходных карусельных и других станков при
помощи одного лишь скрепленного со столом мощного шпинделя, вращающегося
в точных подшипниках. Это обусловлено стремлением избежать слишком высоких
скоростей на круговых направляющих стола (эти скорости должны быть, очевидно,
близки к скоростям резания). Такие конструкции пока еще не проверены в усло-
виях нормальной эксплуатации, и о достоинствах их судить пока еще нельзя.
§ 23. НАПРАВЛЯЮЩИЕ КАЧЕНИЯ
Те же причины, которые привели к широкому применению в станках подшип-
ников качения, вызвали появление направляющих качения в ряде моделей станков.
Основные преимущества их перед направляющими скольжения — значительно
меньшие трение покоя и трение движения и соответственно меньшие усилия для
пуска и перемещения стола, супорта и т. д. (о важном значении этого см. § 58, п. Д),
бдльшая простота смазки, легкость замены изнощенных деталей. В качестве
элементов направляющих этого типа используются ролики, иглы и шарики по
возможности стандартных размеров; они могут быть приобретены на шарико-
подшипниковом заводе, благодаря чему изготовление направляющих качения не
слишком сложно. В существующих станках преимущественным распространением
»
LSD Станины. Направляющие. Стойки, столы., поперечины, супорты
пользуются направляющие скольжения,
качения позволяют предвидеть все более
рода в новых моделях ближайших лет.
качения должны быть изготовлены с
но указанные достоинства направляющих
широкое применение направляющих этого
Нужно иметь в виду, чго направляющие
более высокой при прочих одинаковых
условиях точностью, чем направляющие скольжения: условия направления здесь
хуже, чем при соприкасании плоскостей, и результатом погрешностей формы могут
явиться смещения или перекосы направляемой детали (фиг. 156).
Фиг. 156.
В выполненных конструкциях часто комбинируются направляющие обоих типов.
Выбор наилучшего решения требует, как обычно, учета всех технических и эко-
номических показателей сопоставляемых вариантов. Ряд примеров конструкций
приведен на дальнейших рисунках, которые иллюстрируют одновременно различ-
ные способы регулирования направляющих качения.
На фиг. 157 и 158 изображено устройство направляющих стола универсально-
заточного станка.
Фиг. 158.
Фиг. 157.
В поперечных салазках 8 выфрезерованы с каждой стороны две прямые ка-
навки 4 и 7, соединенные на концах канавками в форме полуокружности; ширина
всей замкнутой таким образом канавки постоянна. В дно каждого внешнего прямо-
линейного участка 4 канавки закатан стальной закаленный пруток 5; в некоторых
моделях станков эти прутки сверху прошлифованы на плоскость. Такие же
прутки 1 закатаны снизу в стол 12 станка. В замкнутые канавки 4—7 заложены
стальные закаленные высокоточные шарики 3 одинакового диаметра. Они чере-
дуются с сепараторными шариками несколько меньшего диаметра. Те и другие
заполняют всю канавку. Так как сепараторные шарики мало отличаются по диа-
метру от рабочих, то для того, чтобы обеспечить правильное чередование шари-
ков в канавке и исключить возможные ошибки в этом отношении при сборке или
при замене комплекта шариков, сепараторные шарики подвергают воронению или
химически окрашивают.
Во время движения стола шарики катятся в своей канавке и, попадая в ее
закругление, сходят с прутка 5, опускаются на дно канавки и, следовательно, до
возвращения во внешнюю часть 4 канавки они движутся разгруженными, что спо-
собствует увеличению долговечности направляющих.
Ноправляющие качения
18)
Канавки заполнены маслом и защищены от абразивной пыли и пр. щитками 6
из тонкой листовой стали, которые оставляют открытыми лишь рабочие внешние
части 4 канавок; эти части защищены уплотнениями 2 из фетра или пряжи.
Для бокового направления стола служат четыре шарикоподшипника 10 и 11,
наружные кольца которых работают как ролики. Каждый из шарикоподшипни-
Фиг. 161.
большой собственный вес
ков 10 сидит на цапфе, эксцентричной относительно оси пальца 9. Поворачивая
этот палец за квадрат на торце цапфы, можно отрегулировать зазор в направляю-
щей так, чтобы достигалась необходимая точность прямол шейного движения стола.
Как видно из фиг. 157, шарикоподшипники 10—11 установлены на концах попе-
речных салазок на наибольшем возможном расстоянии, что очень целесообразно: угол
перекоса стола равен (в радианах) отношению зазора
в направляющих к их длине, т. е. расстоянию между
осями подшипников. Следовательно, чем большим
выбрано эго расстояние, тем большим может быть
сделан при прочих одинаковых условиях зазор и гем
легче будет двигаться стол.
В описанной конструкции — четыре направляющих
шарикоподшипника. При выборе числа их нужно иметь
в виду следующее. Как видно из схемы фиг. 159,
для того чтобы движение стола, супорта и тому
подобной детали происходило параллельно пт оскости,
достаточно трех роликов; для прямолинейного
движения нужны по меньшей мере шесть роликов
с осями, параллельными двум взаимно перпендику-
лярным плоскостям. Практически число роликов
приходится брать большим по конструктивным при-
чинам (см. схему на фиг. 160, а). Если на движу-
щуюся часть станка все время действует сила,
гарантирующая постоянное соприкасание роликов,
расположенных по одну сторону этой части, с со-
ответствующей плоскостью, например, достаточно
этой детали, то направляющие ролики с противоположной стороны не нужны
(схема на фиг. 160, д’).
Для регулирования зазора в направляющих качения могут служить такие же
клинья и планки, какие применяются в направляющих скольжения, или ролики,
положение которых регулируется изменением эксцентриситета. Такие устройства
служат обычно для периодического регулирования зазора вручную. Конструкции
эксцентричных роликов показаны на фиг. 158 и 161 (направляющий ролик сала-
8ОК ленточной пилы по металлу). На пальце 1 (фиг. 161) сидит внутреннее кольцо
182
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
сферического шарикоподшипника <3, зажатое между защитной крышкой 2 и гай-
кой 5. Ролик 4 надет на подшипник и в осевом направлении фиксирован на нем
пружинным кольцом (не показанным на чертеже). Детали 2 и 5 обработаны сна-
ружи так, что при любом эксцентриситете е ролик вместе с наружным кольцом
подшипника может отклоняться от среднего положения на + 5°.
В универсально-заточном станке модели ЗА64 регулировка роликов, напра-
вляющих стол, происходит автоматически. Два ролика шарикоподшипника I, рас-
положенных с одной (левой на фиг. 162, б) стороны направляющего ребра 2 стола,
укреплены в поперечных салазках неподвижно. Каждый из двух других роликов 3
сидит на оси, туго посаженной в рычаге 5 с осью качания 6 (фиг. 162, а); пру-
жина 4, связанная с концом рычага 5, прижимает ролик 3 к направляющему ребру
продольного стола с желаемой силой.
Как видно из тех же фигур, между плоскими направляющими стола и салазок
помещены роликовые цепи. В каждой из них 36 роликов; шаг их составляет
здесь 8/4" (19,05 мм).
Направляющие качения
183
Устройство роликовых направляющих стола станка модели 362В для заточки
твердосплавных резцов показано на фиг. 163. Роликовые цепи 1 здесь такие же,
как на фиг. 162. Направление средней части стола в горизонтальной плоскости
параллельно торцу заточного круга обеспечивается двумя шарикоподшипниками —
неподвижным 3 и регулируемым 4. Зазор между последним и направляющим ребром
средней части стола (см. сечение по В — В) выбирается при помощи винта 2 и
охватывающей его пружины.
Направляющие качения в шлифовальных станках показаны также на фиг. 164
и 165. На первой из них стол 4 движется между двумя планками 3 и 6 по роли-
кам, заключенным в сепаратор 7. Зазор в направляющих регулируется винтом I.
Щитки 2 и 5 защищают рабочие поверхности направляющих от абразивной и ме-
таллической пыли. Точное положение стола устанавливается при сборке бумажными
прокладками 8 соответствующей толщины. Сепаратор 7 не позволяет роликам вы-
падать из него и тогда, когда стол выходит из роликов.
В конструкции по фиг. 165 стол движется между двумя рядами шариков.
Внутри стола просверлены два канала, диаметр которых несколько больше диа-
метра шариков, так что последние могут свободно перекатываться в них. Напра-
в н'Ющие связаны с этими каналами посредством фасонных планок 1, при входе
184 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
в которые шарики разгружаются. Фетровая набивка 2 между деталями I и при-
жимными планками 3 защищает направляющие от абразива и пр. Способ регули-
рования последних — такой же, как в пре-
дыдущей конструкции.
Пример применения шариковых направ-
ляющих для движения вертикальных салазок
показан на фиг. 166. Салазки вместе с
шлифовальной бабкой высокоточного шли-
фовального станка весят здесь около 135 *•?,
Фиг. 164.
Фиг. 165.
но благодаря применению направляющих качения допускают легкую и точную
установку. Шарики разделены сепаратором' (на чертеже не показан). Дорожки
для шариков изготовлены из хромомолибденовой стали, закалены и отшлифованы.
Устройство направляющих и способ их регулировки понятны из чертежа.
Конструкция направляющей качения в форме ласточкина хвоста представлена
на фиг. 167, изображающей устройство направляющей внутришлифовального станка
Направляющие качения
185
модели 3250К. Применение игл, работающих в направляющей без скольжения,
обусловлено здесь крайне коротким ходом каретки (меньше 1 мм), вследствие
чего при направляющих скольжения, трение в которых значительно больше, не
получалось бы равномерного и точного движе-
ния. Как видно из чертежа, иглы заключены здесь
в сепараторы.
Нередко направляющая качения комбинируется
С направляющей скольжения. На фиг. 168 показана
конструкция направления модернизованного стола
универсально-заточного станка модели 3641. Пер-
воначальная конструкция изображена на фиг. 169,
не требующей пояснений. В измененной заводом
конструкции между кронштейном 9 (фиг. 168)
и столом 1 введена плита 4, прикрепленная к
кронштейну 9 винтами 5. В боковые грани
плиты 4 вставлены шесть пальцев 2 с эксцен-
тричными цапфами (эксцентриситет 1 мм), на ко-
торые посажены шарикоподшипники <3 так, что на-
ружные кольца их выступают на 2 мм выше верхней
плоскости плиты 4. В столе 1 простроганы два
Паза, в которых закреплены винтами 7 стальные
закаленные продольные планки 6\ головки винтов
7 прошлифованы заподлицо с поверхностью этих
планок. В головках пальцев 2 сделаны прорези
для поворота их при регулиоовании и нарезана
резьба для облегчения разборки. В верти-
кальной плоскости стол направляется так
же, как до модернизации (фиг. 169); бо-
ковой зазор регулируется клином 8. Ана-
логичная конструкция применяется в не-
которых станках для заточки протяжек.
На фиг. 170 изображен разрез бесцентрово-
шлифовального станка, на котором хорошо видно
устройство направляющих ведущего круга. Основ-
ной является здесь V-образная (правая на фиг. 170)
направляющая, определяющая точность прямоли-
Деталь
в плане
9
Фиг. 167.
Фиг. 168.
нейного движения каретки и расположенная выше второй — роликовой — напра-
вляющей с таким расчетом, что она воспринимает большую часть нагрузки на
супорт ведущего круга Ролики левой направляющей лежат между двумя стальными
закаленными планками П- и Г-образного профиля.
В универсально-заточном станке каждая из двух направляющих стола (фиг. 171
И 172) представляет собой сочетание направляющей скольжения с направляющей
качения. Точность прямолинейного движения стола обеспечивается V-образной 4
186
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг. 169.
Фиг. 170.
Защита и смазка направляющих
187
и плоской 2 поверхностями скольжения, обработанными на станине (фиг. 171).
По обеим сторонам каждой из этих поверхностей обработаны более узкие пло-
скости (/ и 3) для роликов, которыми здесь служат наружные кольца шарико-
подшипников 9 (фиг. 172). Последние монтированы здесь попарно на концах
оси 10, средняя часть которой охватывается плоской пружиной 8, прикрепленной
к столу 6. Натяжение пружины регулируется винтом 7, который фиксируется вин-
том 5. Как видно отсюда, с помощью роликов можно разгрузить направляющие
скольжения, облегчив этим движение стола без нарушения его точности; таким
образом, направляющие качения играют здесь второстепенную роль.
§ 24. ЗАЩИТА И СМАЗКА НАПРАВЛЯЮЩИХ
1 орячая стружка, падая на направляющие, постепенно нагревает их до темпе-
ратуры, при которой облегчается образование окислов железа. Случайное защемле-
ние стружки между направляющими сопряженных частей станка ведет к серьез-
ному их повреждению. Мельчайшая металлическая стружка и пыль, особенно
чугунная, окалина и ржавчина, смешиваясь с маслом на направляющих, образуют
притирочную мазь, которая сильно ускоряет их истирание, если при конструиро-
вании станка не была предусмотрена
защита их. Еще быстрее происходит
истирание незащищенных направляющих
абразивными частицами и пылью; вред-
ное влияние оказывает на направляю-
щие также вода. Поэтому надежная
защита направляющих имеет чрезвы-
чайно важное (едва ли не самое важ-
ное) значение для длительного сохра-
нения их точности. Наблюдения пока-
зывают, что хорошо защищенные на- Фиг. 173.
правляющие сохраняют свою перво-
начальную точность и внешний вид (следы шабровки или шлифования) иногда
и по истечении 8—10 лет непрерывной работы станка. Защита направляющих
очень полезна и в том отношении, что не позволяет рабочему по неопытности или
незнанию класть на направляющие инструменты или изделия. Особенно необхо-
дима защита направляющих точных станков и станков, работающих абразивным
инструментом.
Простейшим и самым дешевым средством для этой цели являются фетровые
щетки-обтиратели, заложенные в коробки, которые привинчиваются к торцам
стола, салазок и т. п. (фиг. 173). Такие коробки изготовляют из тонкой стали или
латуни, а более массивные отливают из чугуна. Вместо фетра применяют иногда
кожу или синтетический каучук, не чувствительный к маслу; он более упруг, чем
фетр, и плотнее прилегает к направляющим. Щетки укрепляют на обоих концах
движущейся детали. Иногда впереди щетки помещают тонкий латунный или алю-
миниевый скребок (фиг. 174), легко касающийся направляющей. В некоторых
конструкциях в одну коробку закладывают две подушки; одна из них — из кожи
или синтетического каучука — сметает с направляющей стружку, пыль и пр.т
а вторая — фетровая, которая следует за первой подушкой, пропитана маслом
и смазывает направляющую. Набивка коробки иногда поджимается сверху пружиной.
Такие щетки, простые и дешевые, имеют тот крупный недостаток, что фетр
довольно быстро засоряется — „собирает стружку" — и превращается в своего рода
притир, лишь ускоряющий истирание направляющей. Его приходится поэтому
часто, примерно один или два раза в неделю, промывать в керосине и чистить
проволочной щеткой. Для станков, работающих абразивным инструментом, эти
устройства вообще непригодны.
Значительно более действенна защита направляющих от мелкой стружки и воды
посредством щелевидных уплотнений, образуемых стальной полосой, прикреплен-
188
Станины. Направляющие.
Стойки, столы, поперечины, супорты
ной к столу или каретке и движущейся вместе с ней в соответствующей выемке
рядом с неподвижной направляющей (фиг. 175). Эффективность этого средства
зависит от ширины и длины щели, как в лабиринтном уплотнении. С торцов,
однако, направляющая остается незащищенной. Более надежный вариант конструк-
ции показан на фиг. 176. Щелевидные уплотнения при очень малом зазоре удовле-
творительно защищают направляющие также от абразивной пыли.
Фиг. 174.
Фиг. 176.
Действенный способ защиты направляющих от металлической стружки состоит
в том, что при всех положениях движущейся по ним детали станка направляющие
остаются закрытыми по всей длине. Конструктивно эта задача решается различно,
чаще всего при помощи чугунных или штампованных стальных, иногда из нержа-
веющей стали, щитков (козырьков) соответствующей формы, прикрепленных к тор-
, нам движущейся детали. Цельные щитки удобны
5 Л/ лишь при не слишком длинных направляющих
станины 11 потому применяются чаще, напри-
и мер, в револьверных станках, чем в длинных
Г токарных.
Примеры наиболее распространенных кон-
Ij; структивных решений показаны на фиг. 177
(револьверный супорт станка модели 136) и
Фиг. 178.
Фиг. 177.
фиг. 178 (стол продольно-фрезерного станка). Зазор между щитком по фиг. 177
и поверхностью направляющей должен быть возможно малым.
В станках, имеющих два супорта, установленных на общих направляющих, для
свободного прохода щитка через стоящий на пути супорт в последнем должны быть
сделаны проемы по форме щитка (см. фиг. 177 и 179, на которых изображена верхняя
часть поперечного супорта револьверного станка модели 1М36). Такие же проемы
должны быть сделаны в корпусе бабки или других деталях станка, расположен-
ных на пути движения щитка. Если это невозможно или затруднительно, приме-
няют телескопические щитки.
Защита и смазка направляющих
189
На фиг. 180 изображена барабанная головка револьверного станка такого же
типа, как станок модели 1322. Щитки 1 прикреплены к торцу револьверного су-
порта, обращенному к передней бабке станка. Они перекрыты сверху телескопи-
чески сдвигающимися щитками 2, благодаря
щ чему направляющие остаются закрытыми при
________[И всех положениях револьверного супорта на
________р станине.
Щитки (козырьки) для защиты направляю-
щих лучше всего делать откидными или, по
крайней мере, быстросъемными, для того
чтобы рабочему было легко и удобно очищать
их от накопившейся внутри грязи. Иначе
щиток, подобно фетровой щетке, может способствовать истиранию направляющей,
вместо того чтобы защищать ее от срабатывания.
В некоторых станках направляющие защищены тонкими стальными шторами-
лентами, которые при движении салазок или стола с одной стороны его сматы-
Фиг. 180.
ваются, а с противоположной — наматываются на ролики. Пример такого устройства
для защиты V-образной и плоской направляющих (и ходового винта) координатно-
расточного станка показан на фиг. 181. Здесь ролики монтированы в столе,
а концы лент привинчены к станине; очевидно, возможно и обратное решение.
190 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фик 181.
Фиг. 182.
Иногда вместо стальных применяют ленты из синтетической резины, не чувстви-
тельной к маслу.
Общий недостаток большинства конструкций этого рода — закатывание стружки
или абразива, попадающих на ленту, внутрь „катушки “, получающейся при ее на-
матывании на ролик, в результате чего стружка и пр. попадает на внутреннюю
поверхность ленты, а с нее — на
направляющие.
Для защиты направляющих
применяют также гармоникообраз-
ные мехи из заменителей кожи
или матерчатые (фиг. 182); рамки
этих мехов делают из дерева или
легкого сплава. Защитные устрой-
ства этого типа используются
лишь в станках, работающих
абразивным инструментом. Для
других станков они непригодны,
поскольку невозможно предупре-
дить попадание стружки в складки
мехов.
Как уже упоминалось, хоро-
шим способом защиты направляю-
щих является такое расположение
их, при котором стружка не па-
дает на направляющие или, по
крайней мере, легко скатывается
с них. Однако при мелкой или
сыпучей стружке одного этого
недостаточно.
Пылесосы (эксгаустеры), ко-
торыми снабжаются для отсасы-
вания абразивной и металлической
пыли современные шлифовальные
станки, одновременно со • своей
важнейшей для нашего социали-
стического общества функцией —
охраной здоровья рабочего — вы-
полняют и другую функцию, за-
щищая от пыли направляющие.
В особенно ответственных
случаях, где работа трения на
направляющих велика и имеются
их, устанавливают в направляю-
которые контролируют их темпе-
ратуру во время работы станка. Эги устройства включены в систему управления
станком таким образом, что при нагревании направляющих до температуры, угро-
жающей заеданием и задирами, электрическая цепь приводного двигателя раз-
рывается, и станок останавливается; одновременно зажигается сигнальная лампа.
Особенно целесообразна такая защита направляющих в тяжелых станках всех типов,
где угроза перегрева направляющих особенно велика и повреждение их грозит
крупными потерями. Смазка имеет большое значение также для долговечности
направляющих, так как скорость срабатывания их зависит не только от удель-
ного давления, но и от того, соприкасаются ли металлические поверхности непо-
средственно или нет, а это в свою очередь зависит от высоты неровностей на
них и от толщины масляной пленки. Эта толщина должна быть такой, чтобы все
неровности были перекрыты пленкой; практически для этого достаточно 5—8 мк.
основания опасаться чрезмерного нагревания
щих или очень близко к ним термоэлементы,
Защита и смазка направляющих
191
Направляющие смазываются либо вручную путем периодической поливки их
поверхности непосредственно или через отверстия в столе, каретке, станине и т. д.
(см., например, масленку и каналы на фиг. 122) из ручной масленки, посредством
шприца или специального маленького ручного насоса, либо автоматически. Первый
способ, хотя и очень распространен, не гарантирует ни своевременной и
достаточной смазки, ни экономного расхода масла. При проектировании новых
конструкций целесообразнее поэтому предусматривать автоматическую смазку (по-
дробнее об этом см. в гл. XV).
Для этой цели в плоских и
V-образных направляющих можно
применять давно известное деше-
вое средство — простые или двой-
ные ролики (катушки), которые
помещаются в масляных колодцах,
устроенных в нижних направляю-
щих (фиг. 183). Число таких
колодцев зависит от длины на-
правляющей. Ролики прижимаются
к направляющей стола пружинами,
при проходе над ними стола вра-
щаются и в это время смазывают
его направляющие.
Смазочные ролики пригодны
лишь для направляющих, распо-
ложенных в горизонтальной пло-
скости; они работают тем лучше,
чем больше скорость стола. Ши-
роко распространенные в станках
прежних моделей, они встречаются
и в некоторых новых конструк-
циях. Основные достоинства по-
добных устройств — простота,
дешевизна и экономный расход масла; недостатки — непригодность для смазки на-
правляющих призматических и всех вертикальных и наклонных под большим углом
к горизонту, а также невозможность регулировать количество подаваемого масла.
Все более широкое применение в современных станках получает смазка напра-
вляющих под давлением, от насоса, который по трубкам подает масло в несколько
точек вдоль каждой направляющей. Главные преимущества такой принудительной
смазки — возможность регулировать как количество подаваемого масла, так и его
давление; соответствующим подбором последнего можно разгрузить направляющие,
не нарушая точности движения стола или каретки.
Некоторое применение в системах автоматической централизованной смазки на-
правляющих получили специальные дозирующие аппараты, автоматически регули-
рующие количество подаваемого масла в соответствии со скоростью и длиной хода
стола (см. § 82, пп. Б и В).
Давление масла в точках выхода на поверхность направляющей должно несколько
превышать давление на ней от усилий, действующих во время работы станка;
поэтому смазывать направляющие медленно двигающихся частей — супортов и т. п.—
подводом масла от насоса неудобно: масло при этом брызжет фонтаном из откры-
тых выходных отверстий. В подобных случаях ограничиваются большей частью
ручной смазкой направляющих, а если желательно применить смазку от насоса, то
следует подводить масло сверху, через отверстие в салазках, с которым насос
связан гибким рукавом.
Для распределения масла по всей рабочей поверхности горизонтальной направляю-
щей на ней вырезают узкие (чтобы не слишком уменьшить площадь несущей поверх-
ности) и неглубокие смазочные канавки. Различные формы этих канавок, чаще
192 Станины. Направляющие. Стойки, полы, поперечины, супорты
всего применяемые в практике станкостроения, изображены на фиг. 184. Канавки
круговой и синусоидальной форм (на фиг. 184 внизу) вырезают с помощью при-
способлений, передвигаемых вдоль направляющей, что избавляет от необходимости
прорубать канавки вручную. С той же целью делают иногда на направляющей
одну продольную смазочную канавку (обычно под углом к боковым кромкам на-
правляющей), пересекающуюся с несколькими кольцевыми канавками. Практически
Фиг. 184.
все эти формы смазочных канавок примерно равноценны. На вертикальных напра-
вляющих в таких канавках особой надобности нет.
При малой ширине направляющей поверхности достаточны одна продольная
смазочная канавка на нижней направляющей поверхности и короткие поперечные
канавки на направляющей верхней детали.
§ 25. РАСЧЕТ НАПРАВЛЯЮЩИХ
А. Направляющие скольжения
Для того чтобы направляющие были достаточно износостойкими, давление на
них должно распределяться возможно более равномерно, а величина среднего (услов-
ного) удельного давления не должна превышать некоторых значений, установленных
опытом эксплуатации станков (стр. 205). Удельное давление определяется повероч-
ным расчетом, в основе которого лежит допущение о линейном законе распреде-
ления удельного давления вдоль направляющей; по ширине каждой грани напра-
вляющей удельное давление считается распределенным равномерно. Указанное до-
пущение обосновано в тех случаях, когда жесткости направляющей станины или
стойки, с одной стороны, и сопряженной с ней направляющей каретки, стола или тому
подобные части станка — с другой, рассматриваемых как балки или толстые плиты,
значительно превышают жесткости соприкасающихся поверхностных слоев этих
направляющих. Для большинства современных конструкций станков такое соотно-
шение жесткостей действительно имеет место, и поэтому указанное выше основное
допущение вполне приемлемо.
Определение наибольшей величины удельного давления на каждой из рабочих
граней направляющих представляет задачу, статически неопределимую; поэтому
шесть уравнений статики, выражающих условия равновесия' супорта, стола и т. п.
под действием рабочих усилий и реакций направляющих, должны быть дополнены
необходимым числом уравнений деформаций. Для вычисления средних удельных
давлений иногда достаточно уравнений статики.
Строгий и надежный способ расчета направляющих был впервые разработан
в СССР д-ром техн, наук Д. Н. Решетовым (ЭНИМС, 1942 г.). Этот способ, при-
нятый в настоящее время в качестве рекомендуемой нормали станкостроения (нор-
маль Н49-2 МСС), изложен (с очень незначительными изменениями) ниже, главным
образом применительно к случаю комбинированных направляющих токарного
станке. Уетодика расчета, последовательность вычислений и способы получения
Расчет направляющих
193
дополнительных уравнений деформаций могут быть распространены с соответ-
ствующими изменениями и на направляющие других форм (см. [18] и [19]).
Расчет состоит из следующих этапов:
1) определение суммарных давлений (полных усилий), действующих на каждую
грань направляющих, или, что то же, определение реакций каждой из граней
направляющих на каретку, стол и т. п.;
2) определение среднего удельного давления на каждой из этих граней;
3) определение наибольшего удельного давления на них;
---------L-------------Фиг. 185.
S)
4) сопоставление полученных величин с известными из опыта наибольшими
допускаемыми значениями удельных давлений.
Давления на грани направляющих станины по фиг. 185 или равные им по
величине три реакции А, В, С (фиг. 185, а — г) можно найти из условий равно-
весия супорта. На него действуют помимо этих реакций:
а) составляющие Рг, РЛ, Ру усилия резания;
б) собственный вес G супорта, рассматриваемый как сила, сосредоточенная
в его центре тяжести;
в) тяговое усилие Q;
г) силы трения /Д, /В, /С, действующие на гранях направляющих в сторону,
противоположную движению супорта.
Составляющие Р2, Рх, Ру вычисляются по формулам „Учения о резании метал-
лов* или принимаются по нормативам МСС для режима, отвечающего полному
использованию станка. Вес О супорта и его центр тяжести находятся расчетом,
а если возможно—по деревянной модели. У супортов токарно-винторезных стан-
ков наибольший вес имеет обычно фартук с его механизмами, поэтому центр
тяжести всего супорта расположен близко к передней направляющей станины.
Вес и центр тяжести с гола фрезерного или продольно-строгального станка находятся
13 Ачеркан 1386
194
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
особенно легко благодаря простоте и симметричности формы этих частей. В тех
станках, где вес обрабатываемой заготовки и вес приспособления воспринимаются
направляющими, также и эти силы должны учитываться, если они не пренебрежимо
малы.
Тяговое усилие Q, необходимое для перемещения супорта рассматриваемого
станка, при приводе ходовым винтом направлено вдоль оси последнего и не имеет
составляющих, параллельных силам Ру и Р2. В случае привода посредством
шестерни и рейки, наряду с составляющей Qx, параллельной усилию подачи Рх,
имеются еще составляющие (фиг. 186): Qy = Qx.tg8 и Qz = Ql- tg(а0Др), где а0 —
угол зацепления, р—угол трения на зубьях ip 5-=-7°); о — угол наклона зубьев.
Для прямозубой рейки
В таком случае шесть
сил следующую форму
8 = 0, и поэтому Qy = 0. Ниже принято, что о = 0.
Так как составляющая Qz давления на реечную шестерню
направлена в данном случае вниз, то она увеличивает
общее давление на направляющие. В реечном приводе
стола строгального станка эта составляющая, напротив,
направлена вверх, следовательно, разгружает направляю-
щие. Легко видеть, что в этом случае величина ее
Qz = Qx-tg (*0 — p).
Оси координат x, у, z на фиг. 185 выбраны соот-
ветственно параллельными составляющим РХу Ру, Рг уси-
лия резания, а начало О координат — в точке пересечения
направлений реакций А и В, для того чтобы уравнения
равновесия супорта получились возможно более простыми,
уравнений статики примут для рассматриваемой системы
(рейка—прямозубая):
У X = f(A Д В Д С) Д Рх - Qx = 0; (25. 1)
У Y = А sin а — В • sin > Д Ру = 0; (25. 2)
У Z = А • cos а Д В • cos р Д С — Pz — G — (Д = 0; (25. 3)
У^И* = С-ус~\- Py-Zp — Рц'Ур—G-Уа—Qz-Уо = 0; (25. 4)
У/И(, = Лcos a Д В-хд-cos Д/ С хс-\-PX-ZP—Рг-хР — 1
— О xq Д Qx- zq — Q2- xq Д f (А Д В Д C) s = 0; j
У лд = А-Хд-sin а — 5-XB-sin р —-Рх-уР Д Ру-хР Д 1
+ Qx-№-/(H ДВ ДС)/=0. j ( °'
Здесь хи/ — плечи равнодействующих сил трения /Л, /В и fC относительно
соответствующей оси координат. Для коэфициента трения /рекомендуется принимать
следующие значения: при больших скоростях скольжения, порядка скоростей реза-
ния (столы продольно-строгальных станков), /^0,05-^0,10; при малых скоро-
стях, порядка скоростей подачи (каретки токарных, столы фрезерных станков),
/^ 0,10 0,15 в зависимости от устройства системы смазки.
Из первых четырех уравнений находятся реакции Л, В, С и тяговое усилие Qx.
Из уравнения (25. 4)
х, ~~ ру гР Д Pz-Ур + Gya yQ
— г--.- -f“ {>2 ..
Ус Ус
(25. 7)
или, если обозначить —Ру?Р Д Рг -уР Д О -уа = Мх, то
С =
(25. 8)
Расчет направляющих
195
Подстановка этого выражения для С в уравнение (25. 3) дает
. in а П I г- Л4Г I /Л Ус~~У<}
А cos а 4- В • cos В = Рг + G-51 + Qz ---------—
Ус Ус
или, если обозначить
Ус yQ ► ( Ус? 1 Л
Ус у Ус /
Л. cos а 4- В • cos р = Р, 4~ О — 4- £ • Qz •
Ус
Из уравнений (25 11) и (25. 2) легко находятся реакции А и В:
I М, \
I Pzr G------- ) sin {3 - Ру- COS 3
я = \__________Ус1______________д_ е . о, sin? •
sin (а -Г 4 ~ Sin (а -|~?) ’
/ М, \
I PzA'G— --- sin а + PvCOsa
| VI ' У
о = )________Ус '________________, I n Sin а
sin (i 4 4 sin (а + 4 ’
(25. 9)
(25. 10)
(25. И)
(25. 12)
Тяговое усилие Qx можно определить, пользуясь уравнением (25.1). При
вычислении его нужно иметь в виду, что возможны два случая: С > 0 и С < 0;
в первом случае реакция С направлена вверх, т. е. работает верхняя грань задней
направляющей станины, во втором — эта реакция направлена вниз (см. фиг. 185.6),
и работает нижняя грань, соприкасающаяся с планкой. Сила трения /С в обоих
случаях, очевидно, положительна; поэтому, если при расчете окажется С < 0, то
в уравнениях (25.1), (25.5) и (25.6) нужно брать абсолютную величину этой
реакции, т е. считать в них — С иместо 4- С.
Уравнение (25. 1) должно быть написано поэтому в форме
f(A 4- В ± С) 4- Рг - Qx = 0.
(25. 13)
Подстановка сюда выражений (25. 12) для ЛиВ и выражения (25. 8) для С дает
(Рг4 G) (sin я + sin 44- Pv (cos a — cos 4
sill + 4
Л1Г sin a + sin 3 itn
77' sin (a 4-4" +
sin a 4 sin {3 .
sin (a4~ РГ ~
Ус
Ус
ПРг 4 G) (Sin a + sin 4 4' Py (cos a — COS 4
= у 474 “~+7) "
Mx sin a 4~ sln P sin (а 4~ pi 1 । f q t (sin 7 + sin 4 + (1 4 sin (a 4- 3)
Ус sin (a 4"?) J"’"'' Sinla4'i1)
Так как Q2 = Qx-tg(a0 4~ P), т0 из предыдущего равенства получается
6 (Sin a 4 sin ₽) j- (1 - £) sin (я 4-4 , , , .
4пГ(Г+4 («о + P
(P2 4 G) (sin a 4 sin 4 4* Pv (cos < — cos4
sin (a + 4
A1r sin a 4- sin 1 T sin (a 4- 3)
У C sin \7 T 4
отсюда
P ’Sin (a + ₽)4/ t(P.+G) (slna4sln₽)4P„(c°sa — cos₽) — [sin a 4- sin PT sin (a 4 ₽)|
T ( Z V у Q
———Sin (e w _z a 4-snl й x - ij-sm (a 4- p4 ig 4-p;
. (25. 15)
*
196
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Посредством простых преобразований эта формула легко приводится к виду
где
Pxcos<f +/ (Pz-|-G) cosx + /ysin х
—— (cos x -F cos 4)
-vc
(25. 16)
cose—/ I; cos x ± (1 — £) cos e] tg (a0 -j- p)
При наиболее обычном расположении рейки, под передней направляющей станины
Ус — У о
(см. фиг. 185, а), расстояние yQ мало сравнительно с ус, т. е. $ =-----------—-=sl; по-
Ус
этому, полагая для таких случаев $ = 1 в двух последних формулах, получим:
P^-sin (a/fl/ f |(Pz-j-G) (slna-f-sln Ю+Py (cos a — cos 0) — [slna-|-sin ₽ + sin (a —|- (3)] }
~ Sin (a 4- Й — / (sin a + sin f>) tg (% + p) 1^)
ИЛИ
Px-cos<p+/
(Pz+ G) cos x + Py-sin x----- (cosx T COS 4)
Ус
(25. 18)
cos 4—/cos у tg (a0 + p)
Если подача супорта (или стола) производится посредством ходового винта и
гайки, то Qz = 0, т. е. формула для тягового усилия получается из предыдущих,
если принять в них формально tg (а0 + р) = 0:
(Pz + О) (sin a -J- sln ?) + (COS a “ cos P)— '—* [sin « + Sin [3 + sin (a -L- 3)]
Qx — Px 4" 7 Siu (a 4- ; ’ № 19)
или соответственно
(P- -j CP cos X Py sin X-i (cos X cos 4)
Q, _ P, + -------------------------------------- <25 . 20)
₽ + a ? — 'L
где попрежнему <p — —.
Эти формулы для определения тягового усилия в ряде частных случаев зна-
чительно упрощаются. Если, например, ?яс:1 и a 4- [3 — 90°, как это делается
очень часто, то формула (25.18) принимает вид (cos <0 = cos 45° 0,71):
0,71744 f (Рг 4- G) cos x +- Py sin x - (cos x T 0,71)
0,71 — /-cosx-tg (a0-|- P)
При значениях a = 25°, 0 = 65° (направляющие многих токарных станков),
т е. v — = 20°, и если С > 0:
л 2
0,7174 4- f 0.94 (Рг 4- °) 4- 0,34Ру — (0,94 — 0,71'
Ус
0,71 — 0,94/ • tg (a0 -j- р)
Рх4-f \,33(Pz-\-G) + MSPy- 0,334^-
_________________________________________Ус
1 — 1,33/‘- tg (a0 -J- р)
Расчет направляющих
197
Для призматической направляющей с симметричным профилем по фиг. 120, а
а = р = 45°, ф = = 45°, х = -Цр- = 0 и
Px+f
1,41 (Р. +G)— (1,41 Т 1)
_________________Ус____________.
1 — l,41/-tg'aa 4р)
Если обе направляющие станины — прямоугольного профиля, то в предыдущие
формулы для тягового усилия нужно
и формула (25.17) принимает вид
Px + f Px+G + Pv-^O -г 1)
Q* 1—/• ig (“о+р)
и при С > 0
Px+ftPz + P' + G)
^х~ 1— /tg(«o-t-p)
После того как величины усилий А,
В и С найдены, легко определяются
средние удельные давления:
_ А
Раср~ a-L'
’\. = т+ + ' (25'21)
подставить (фиг. 187) а = 0, р — 90°,
Здесь L — длина направляющих каретки (фиг. 185, б и в), а, b и с — значения
рабочей ширины трех граней направ 1яющих (фиг. 185, г и а).
Для определения максимальных удельных давлений необходимо найти три
координаты ха, хв, хс точек приложения равнодействующих А, В, С (фиг. 185, б).
Неиспользованными же остаются лишь еще два уравнения равновесия супорта —
(25.5) и (25.6), которые можно написать также в форме
А Ха • cos а 4-В хв • cos 8 4- С • хг = Л1„ ; I
_ (25. 22)
— А -ха • sin а + В -хв -sin р = М2, J
где для краткости введены обозначения:
Му — — Рх' Zp + Pz' ХР ~Ь О Xq — Qx • Zq 4- Qz' XQ — f (A 4* В 4- C) S'
Л4Г = — Px- Vp 4" Py xp + —/М + В 4- C) t.
(25. 23)
Если величины y$, s и t малы, то содержащими их членами в последних вы-
ражениях можно пренебречь.
Для того чтобы из уравнений (25. 22) возможно было найти все три координаты
хд, хв, хс, необходимо каким-либо способом (см. ниже) установить распределение
момента Mv между передней (/ на фиг. 185) и задней (//) направляющими. Пусть
это распределение установлено, т. е. определены соответствующие моменты М\
и Л4ц = Л1у— Adj. Тогда первое из уравнений (25.22) разбивается на два, и полу-
чается система линейных уравнений
А • ха • cos а -|- В • хв • cos р = М\;
С-хс^Мп. __
— Л • Хд • sin а 4- В • хв • sin р = Мг.
(25. 24)
19b Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Отсюда легко находятся координаты
ЛЦ-sinp — Л4г-созр Л4[ sin аЛ4г-cos а
ХА A sin <а 4“ ’ Хв К sin (а 4“ М
Л)ц му — м{
Хс==~С~=' С~ •
(25. 25)
При линейном распределении удельного давления вдоль грани направляющей
ха хв хс
отношения—, -j- и определяют форму эпюр давления. Действительно, для
наиболее общего случая—распределения давления по закону трапеции (фиг. 188, а) —
расстояние точки приложения, например, равнодействующей А давлений от большого
основания трапеции: L L Ра max ~Ра min 2 ХА ~ 3 /Mmax+Aimin ’
откуда L Ра max " 'PAtn'm В ' п 1- п • (^0. ^0/ 0 Ра max t Ра min
Отсюда видно, что для распределения давления по закону трапеции всегда
О < хд <; обратно, если 0 < хд <, то эпюра удельного давления имеет
форму трапеции.
При хл = 0 из формулы (25.26; следует: рА max = PAmin, т’. е. удельное да-
вление распределяется вдоль направляющей по закону прямоугольника (фиг. 188, б),
т. е. оно постоянно.
Если Хд = то из той же формулы следует
РЛтах " /Minin “ РЛтах 4“ /Mtnin, Т. е. /Тдт1п “ 6, (25. 27)
распределение давления следует закону треугольника (фиг. 188,б).
Если, наконец, в результате расчета по формулам (25.25) оказывается, что
. Ь
Ха > 1Г ’ т- е-
L Ра max Ра tnln . L
6 Ра max min 6
Расчет направляющих
199
откуда формально /’Лш1п<0» т0 это значит, что направляющие каретки и станины
прилегают лишь на части длины L, как показано на фиг. 188, г: левее точки Е
стык направляющих разгружен. Легко понять, что это возможно только при
сравнительно большом зазоре между планкой и нижней гранью направляющей.
_ х
Сказанное относительно связи между отношением и характером распреде-
ления удельного давления по длине направляющей относится к любой из граней — А,
В или С.
Полученный результат можно кратко записать следующим образом:
т = °. 0 х I L 6 ’ X — 1 L ~ 6 ’ х >> 1 L > 6 *
эпюра р — прямо- трапеция треугольник на треугольник на
уголь- ик всей длине части длины
Вычислив средние удельные давления р по формулам (25.21) и значения
•«ординат х по формулам (25. 25) и зная, следовательно, форму диаграммы удель-
ного давления р, из величины отношения , можно определить наибольшие удель-
ные давления р для каждой из граней. При распределении р по закону трапе-
ции (фиг. 188, а> из
Ли ах + Pmln = 2Р ср
и формулы (25. 26)
___________________________________ _ Gx ~
Pmax Pmln L Рср
получается
Лпах = /’Ср(1 + т-)- (25. 28)
При распределении р по треугольнику на части длины L из диаграммы
фиг. 188,2 следует
, 1 [ L \
р -L — тт Р • 3 .---х .
г ip 2 Г max ° \ 9 /
откуда
°/ 4 1
р = р —----------- или р = —- р---------------. (25. 29)
Гщах tcp.,<L—3x Г|11ах 3 X 4 ’
1 77
Для распределения по треугольнику на всей длине L (фиг. 188,в), которое
можн ' рассматривать как преаельный случай обоих предыдущих распределений,
I
— дают
о
(25. 30)
из соотношений
обе формулы (25.28) и (25.29) ори подстанов. е значения — =
п = 2р .
г так ‘ ср
Если подставить в формулы (25. 28) — (25. 30) значения р
(25.21), то для грани А получится
(25. 31)
Совершенно аналогичные формулы получаются для /'Втах и рСта7
Как было указано выше, для рс-ше ия nociae >енной зад1чи необходимо пред-
варительно установить величины моментов Mi и Мц [см. уравнения (25. 24)]. Они
200
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
зависят от величины момента Л1у, стремящегося повернуть супорт относительно
оси Оу (фиг. 185).
Предположим, что работает либо грань направляющей, либо ее планка, т. е.
что распределение удельного давления следует одному из законов, изображаемых
диаграммами фиг. 188 (токарные супорты при обычном расположении резца и нор-
мальной регулировке зазоров между планками и ниж-
ними гранями направляющих). Так как требуется
определить два момента Mi и Мц, то давления А
и В на наклонные грани передней направляющей
(фиг. 185, а и б) заменяются одним вертикальным
давлением, а грани а и b — плоской горизонт>льной
гранью, чтобы сделать задачу статически определи-
мой. Ширина d этой заменяющей грани определяется
из того условия, чтобы жесткость новой —плоской —
направляющей была равна жесткости действительной
призматической направляющей. При этом условии
наклонной грани шириной а эквивалентна горизон-
тальная грань шириной a. cos2 а; аналогично — для
грани Ь. Следовательно, эквивалентная ширина
плоской направляющей, которая заменяет призмати-
ческую по фиг. 185,г (приведенная ширина), вычис-
ляется из формулы
d = а • cos2 a ф- b cos2 р, (25. 32)
Если момент Му настолько мал, что удельные
давления распределяются по закону трапеции на обеих
направляющих, передней и задней (фиг. 189, а), или
по треугольникам на всей длине А, то моменты Лф
и .Л4[[ = Му — Mj пропорциональны приведенным
ширинам cud:
^1=^.^; Мц = Му.^. (25.33)
Если реакция С направлена вниз (фиг. 185,а,
реакция С'), то вместо ширины с в эти формулы
нужно подставить с'.
В том случае, когда удельное давление распре-
деляется на направляющих I и II соответственно
фиг. 189, б, т. е. на передней направляющей по
закону трапеции, а на задней — по треугольнику на
части /ц ее длины, что является наиболее вероятным для токарных супэртов,
моменты Mi и Мц определяются следующим образом.
Из схемы распределения давлений по фиг. 189, б непосредственно следует:
____ / / / /[ г \
Му = Ml ф- Мц = Di ф- С ,
(25. 34)
так как момент прямоугольной площади (D — DJ относительно оси у равен нулю.
При достаточно жесткой каретке супорта углы наклона обеих ее направляю-
щих относительно направляющих станины должны быть равны; следовательно,
равны также углы наклона прямых, ограничивающих сверху эпюры С и D, т. е.
f е
-ф— = — , и так как
£ <П
/„•с-е
и С =
2
Расчет направляющих
201
то уравнение деформаций может быть написано в виде
2
с
П, = /_ d
С 1и с
(25. 35)
Исключая D1 из уравнений (25. 34) и
/ц
(25.35) и обозначая = z, получим
. / Л),, \ л
г8+3 ^_0)5 ?_£ = о.
(25. 36)
Так как Му, С, L, d i
/п
Вычислив из него z — —
с известны, то
/ц = L-z, легко
это уравнение может быть
теперь найти
решено.
zn
L-z
(3 - 2z)
(25. 37)
и
и
и
Af i = Му —
Можно также определить сначала, пользуясь выражением (25.35),
L-—
с
6;2
., ГЛ Cd 1.
M\=D.-r- = — — -г
1 6 z- с 0
и затем
/Иц = Му — М\.
При еще большей величине опрокидывающего момента Му эпюры
удельных
давлений на сбеих направляющих могут принять вид, изображенный на фиг. 189,8.
Предполагая также и здесь достаточную жесткость каретки, следовательно,
венство углов треугольников С и D, можно написать [см. уравнение (25.35)]
П / /> \2 /7
ра-
(25.
38)
Моменты относительно оси у (фиг. 189,в):
Al!
(25.
39)
сI 2 3
Кроме того,
Afj + Мп = Му.
(25.
40)
В трех уравнениях (25.38), (25.39) и (25.40) неизвестными являются вели-
чины М.\, Л н, 1\ и /ц, которые могут быть, следовательно, вычислены в зависи-
мости от L, С, D, с и d. Из уравнения (25.38) следует
£]_= /_2.
zn \
d
откуда
O/j
С-/п
= k,
(25. 41)
где для краткости принято обозначение k —
2
202
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Далее, уравнения (25.39) и (25. 40) дают
-— / j С \ / т
Му = Ali + Мц = D - 4-) + С =
Л _ _1_ +С-/„). (25. 42)
о
Исключая отсюда, например, С-1ц с помощью отношения (25.41)
i~r'‘n _ k-\-
DI, ~ k
е.
D-h + С-1ц = O-Zi
получим
.. D'li _
3 ~ k
"ал D г Г\1 k “F
му — L ~~ D 1 '3k
2
(25. 43)
Следовательно, уравнение (25. 39)
.. DL
Mi = ^-
для момента M[ может быть написано в виде
Оф-С. 77 \ _ ‘2k-Mv-\-L(D — k-C)
2 L МУ) ~ 2(k+ 1)
(25.
44)
k
где k имеет указанное
Аналогично
выше значение.
.. CL
Мц = -г-
2МУ — L{D -k-C}
2(k -pl)
(25.
45)
М{
моменты
Итак, для определения координат хА, хв, хс необходимо знать
и Мц [см. уравнение (25.25)]; вычисление же этих моментов требует знания форм
эпюр распределения удельных давлений, а эти формы зависят в свою очередь от
величин отношений . Поэтому решение задачи определения наибольших удель-
ных давлений р возможно лишь путем проб: задавшись предположительно одним
из возможных случаев распределения соответственно фиг. 189, а, б и в, вычисляют
моменты Mj и Л1ц и, пользуясь ими, находят координаты х и отношения ~. Если
окажется, что этим отношениям отвечают эпюры распределения, отличные от при-
нятых, расчет повторяют для другого варианта распределения.
Выше были рассмотрены лишь те случаи распределения удельного давления,
когда работает либо одна, либо другая грань направляющей, т. е. когда планка
отрегулирована с таким зазором, что опрокидывающий момент Му не может пол-
ностью выбрать его. При больших величинах Му может оказаться, что весь зазор
между планкой и направляющей выбран, и давление на направляющей распре-
деляется не по схеме фиг. 189, г, а по фиг. 190, а, т. е. более или менее значи-
тельно нагружены также и планки. Наибольшие удельные давления /’1тах и р2шах
могут быть найдены в этом случае из уравнений равновесия (25.3) и (25.5) и
добавочного уравнения деформаций, которое получается из условия параллельности
прямых, ограничивающих треугольные эпюры распределения давлений. При обозна-
чениях фиг. 190:
VZ = A1A2-~A =0;
'у'
— А • е = 0
— е
(25. 46)
Расчет направляющих
203
и из подобия треугольников распределения следует:
L . , . Че
= 2 п е = 4 L
^max _ а 1 ~е
2 L
(25. 47)
Так как (фиг. 190, а и б)
(25. 48)
то уравнения (25.46) принимают вид:
= Му + А-е.
(25. 49)
Если в соответствии с отношением (25.47) обозначить
Plmax = A(1+ Г) И Р‘2 -пах
= k (J —
(25.50)
и подставить эти значения ртах в два предыдущих уравнения, то получится
- л’П“Л: <25. 51)
ЧМ,+ +
откуда
Ч-+ЧМ'-гУ л,.. л.
3 Ц14 т}- °г 0 А
204
Станины, Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
или
(25. 52)
Из этого кубического уравнения можно найти отношение следовательно, и
величину е.
Если ввести обозначения и = —, tn—— и Ф = , -у-, то последнее уравне-
L' аг ~ A-L J
ние может быть написано также в форме
(1 4- 2и)з 4- m (1 — 2й)8
3[(l+2u)2 — т{\— 2и)8] и ~= ?•
(25. 53)
По известным значениям т и ф, пользуясь номограммой, построенной для урав-
нения (25.53) (см. нормаль станкостроения, упомянутую на стр. 192) и приведен-
Фиг. 191
AL
ной на фиг. 191, можно быстро найти величину и = Определение после этого
значений р1п|ах и p2tnax не представляет трудностей: исключая из уравнений (25. 46)
поочередно и Д2, получим
14 (4 +') +1 (4 ~'’)] = 4 + А '* + А i (4 - ‘О
Ч4(т-<)+т(7 + /|]-4 + '4'‘! ~аШ + ‘)
или
2 Л г -м 4- 4- A'L 2 Д I Tj . А е A'L
т. е.
л’=-(4Лл+г+1^ '42=4(#+г- 1)- (25-54)
- \ L. L. £ \ Л* L L /
Отсюда и из уравнений (25. 48) следует
4^2 max ~
(25. 55)
Расчет направляющих
Методика, аналогичная или сходная с изложенной, применяется для повероч-
ного расчета направляющих также и других форм.
Для чугунных направляющих станков нормаль станкостроения Н 49-2 допускает
следующие значения р ах наибольшего удельного давления:
а) при малых скоростях скольжения, порядка скоростей подачи (токарные, фре-
зерные и аналогичные станки), рт — 25 -н- 30 кг/см2;
б) при больших скоростях скольжения, порядка скоростей резания (строгаль-
ные, долбежные станки), /?тах = 8 кг см!2;
в) для направляющих специальных станков, работающих с постоянными тяже-
лыми режимами резания, указанные значения р следует уменьшить на ^25°|0;
г) для направляющих тяжелых станков ~ Ю кг^см2 при малых скоростях
скольжения и Ртах~4 кг/см2 при больших.
Для направляющих шлифовальных станков упомянутая нормаль значений ртах
не дает. В практике для этих станков часто принимают в среднем ртах — 0,7 кг/см2,
что хорошо согласуется с результатами поверочных расчетов выполненных
в ЭНИМС и указанных в той же нормали (/’ = 0,5 -к- 1 кг см2).
Если при выполнении поверочного расчета ограничиваются определением лишь
средних величин удельного давления, то для них рекомендуется допускать значе-
ния, не превышающие примерно половины указанных выше величин Д .
Сравнительно короткий опыт эксплоатации стальных направляющих не позво-
лил еще установить для них значений р При работе стали по чугуну значения
р примерно те же, как и для чугуна но чугуну. При работе стальных напра-
вляющих по стальным эти значения могут быть больше на 20—30%.
Б. Направляющие качения
Проверочный расчет направляющих качения можно производить, пользуясь фор-
мулами контактных напряжений и деформаций при сжатии упругих шаров и ци-
линдров между плоскостями.
1. Шариковые направляющие. Наибольшее удельное давление (наи-
большее сжимающее напряжение) определяется формулой
! /--р “
р =91,8 |/ кг/см2, (25. об)
К max ’ ) pi d1 1 '
где Р— давление на один шарик в кг; d — диаметр шарика в мм;
К = + /7%) мм*1кг’ (25. 57)
где и Е2— модули упругости первого рода для материалов шарика и напра-
вляющей в кг/мм2; р.х и р2 — значения коэфициента Пуассона для этих материа-
лов.
Если направляющие стальные, то Ег = Е., = 21 • 103 кгмм2; р2=р1 = 0,3, и
2-0,91 ,,
для этого случая % — -9 1ЦЗ- мм2)кг; следовательно,
р =91,8 l/^-=47-103 ~ кг; см2. (25.58а)
г1шах » У 4.0,912 yd2 i d2'
Для случая чугунных направляющих, если принять значения Ег и Е2, приве-
денные в табл. 6 (стр. 127), Ег — 21 • 103 кг/мм2, Е2 = 10-103 кг\мм2 и = 0,3,
р.2 = 0,25, т. е.
,, 0,91 ! 0,94 3,17 0,91 3,17 ,, cq.
= 2П^ + ГОЛО» = 21 • 1и» ’ = “
206
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
_2 _2
/ /<1\ з / 2 \ 3
то коэфициент в формуле (25. 58а) изменится в отношении j = (3Д7) ~0,74, т. е.
Р2гаах = 35-103 £ кг/см2. (25. 586)
Сближение центров двух шаров диаметром мм и d„ мм в результате мест-
ной деформации под действием усилия Р кг, направленного вдоль линии центров
обоих шаров, определяется формулой
W = 0,77 1/2Р2-К2 (-/ + 49 мм, (25.60)
Г \ «1 «2 /
где К вычисляется по формуле (25. 57). Для контакта шара с плоскостью /- = 0,
“2
dx = d — диаметр шара в мм и
3 Г рг
та = 0,77 |/ 2Д2-^ мм. (25. 61)
,, „ 20,91 ,
Если направляющие стальные, то = .д ] 3 мм2 кг и
п 2 4-о,912 ~рр
Wj — 0,77 |/ 212.10е ' d ММ’
= 1.9 • IO-3 |/ мм = 1,9 |/~ мк. (25. 62а)
Для случая чугунных направляющих коэфициент в этой формуле изменяется
/ Л^2 \ 3 1 од
в отношении (-77- = 1,3о и
\Л1 /
w2 = 2,6.10-3 j/мм = 2,6 У~ мк. (25. 626)
2. Роликовые направляющие. Наибольшее напряжение сжатия (давле-
ние на единицу площади в середине прямоугольника касания) при контакте ци-
линдрического ролика с плоскостью выражается формулой
Ртах = °-798 У lh ~ °-8 VУа «г/мм2, (25. 63)
где <7 — нагрузка на единицу длины ролика в кг/мм-, d — диаметр ролика в мм',
величина К мм2/кг определяется зависимостью (25. 57).
Если выразить ртах, как обычно, в кг/см2, q — в кгсм, d-в мм и К —
в мм2 кг, то
Ртах = 80 VУм = 25’2 K2!CMi- <25- 64>
9.0 91
Для стальных направляющих Kr — мм2]кг (см. выше), и последняя фор-
мула принимает вид:
Р1Юах = 2700 У ^м2- (25 64а)
Стойки, столы, поперечины, супорты
207
Если направляющие чугунные, К2 = ^^~К1 (см. выше), коэфициент в пра-
1 1
/ /с. \ 2 / 2 \ 2
вой части последней формулы изменяется в отношении ( ~ 0,79,
и для этого случая
Р2та = 2100 i кг1см2- (25.646)
Уменьшение диаметра ролика между двумя сжимающими его плоскостями можно
вычислить с помощью соотношения
0,4<? (1 + 1п-^) мм, (25.65)
в котором, как и выше, q — в кг/см, Е — в кг/.и .и2, d — в мм, а с — ширина
прямоугольной площадки касания ролика с плоскостью направляющей — опреде-
ляется из формулы
с = 0,51 yiT-q-d мм, (25. 66)
где К в мм2[кг имеет значение, указываемое выражением (25.57).
Подстановка в уравнение (25.65) значений р = 0,3, £=21-103 кг/мм2,
1 = In 1,396 и с из последней формулы дает после простых преобразований для
величины уменьшения диаметра ролика выражение:
Ld = 2,76-lO-e.^-ln . (25.67)
„ ,, 2-0,91 .
Для стальных направляющих 8 ммЧкг (см. выше), и
Arf = 2,76- IO6- q -In f 35-мм =
\ 4 /
= 2,76-10-3-<?-ln ^35-104 у) мк; (25.67a)
для чугунных направляющих К — К2 = 1,585 (см. выше), и
Лй? = 2,76-10 '’ су• In ^22-104^ мм
= 2,76-10~3 <?-In (22-104 мк. (25.676)
Контактные напряжения, вычисленные по приведенным здесь без доказательств
формулам теории упругости, следует сравнить со значениями предела текучести
для стали и предела прочности при сжатии — для чугуна, а найденные деформации
сопоставить с требованиями к точности направляющих.
При выборе удельных давлений следует учитывать объемное напряженное со-
стояние материала. Для стальных направляющих можно допускать значения
до 30 000—35 000 кг!см2, для чугунных — несколько меньше.
§ 26. СТОЙКИ, СТОЛЫ, ПОПЕРЕЧИНЫ, СУПОРТЫ СТАНКОВ.
ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ ПО ПРОЕКТИРОВАНИЮ ИХ
Стойки, столы, супорты, поперечины (траверсы), основания (плиты), а также
такие части, как консоли фрезерных, колонны радиально-сверлильных станков,
колонны полуавтоматов ротационного типа и т. д., отличаются чрезвычайным раз-
нообразием форм, которые зависят от того, с какими частями станка эти детали
должны быть подвижно или неподвижно связаны, от расположения их в станке,
величины и направления действующих сил и многих других факторов. Также
208 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
и способы соединения таких частей с основанием или станиной станка довольно
разнообразны. Для примера на фиг. 192, а — д показаны схемы пяти возможных
вариантов компоновки портальных станков (по работе инж. П. Ф. Дунаева [21]);
очевидно, что жесткость этих вариантов, равно как и степень их технологич-
ности, далеко не одинакова, и при выборе варианта конструктор должен учитывать
эти факторы. При всем разнообразии перечисленных деталей станков в отношении
их назначения, а отсюда — и разнообразии конструкций, можно выделить некоторые
общие и характерные для них черты.
Основные требования, предъявляемые к названным частям станков (называемым
иногда корпусными), касаются их жесткости и виброустойчивости. В некоторых
случаях эти требования чрезвычайно высоки, например для столов резьбошлифо-
вальных и координатно-расточных станков, стоек плоскошлифовальных и т. п.,
так как от этих качеств станка зависит точность его работы. Важное значение
имеют также: точность поверхностей, которые являются базовыми для приспособ-
лений, несущих обрабатываемые изделия, или для измерительных устройств,
правйльного прибора и т. д.; точность и правильность поверхностей, которыми
данная часть станка крепится на нем; износостойкость направляющих; простота
изготовления и возможно малый расход металла.
В качестве материалов для изготовления названных деталей станков исполь-
зуются все те металлы, которые применяют в современном станкостроении
для станин (см. § 18). Более или менее крупные корпусные детали станков делают,
как и станины, не только литыми, но и сварными. Для примера на фиг. 193
показана сварная продольная стойка агрегатного станка, на фиг. 194 —сварной
консольный стол вместе с корытом. К сварным конструкциям таких деталей отно-
сится большая часть сказанного выше (§ 19) по поводу сварных станин.
Необходимая жесткость достигается, как и в станинах, коробчатой формой се-
чений детали и системой целесообразно расположенных ребер в литых конструк-
циях (фиг. 195 — стол одного из продольно-строгальных станков завода им.
Свердлова, фиг. 196—ползун поперечно-строгального станка, фиг. 197 — рукав
одностоечного продольно-строгального станка) или косынок, укосин и тому по-
добных креплений—в сварных. В круглых колоннах (фиг. 198, колонна радиально-
сверлильного станка модели 255; фиг. 199, колонна и основание агрегатного
станка) надобности во внутренних ребрах жесткости, которые сильно осложняют
литье, как правило, нет.
Для современных станков типичны глубокие мощные сечения стоек, поперечин
и подобных им деталей при сравнительно малой толщине их стенок. Целесообраз-
ное распределение металла устанавливается на основе анализа диаграмм действую-
щих сил. Большое значение для жесткости конструкции таких деталей, как
столы или супорты, имеют количество стыков (пар сопряженных поверхностей) и
р'.сположение их относительно действующих усилий.
Конструкция получается обычно тем более жесткой, чем меньше количество
стыков. Однако по условиям использования станка число стыков нередко невоз-
можно уменьшить ниже определенного предела (см., например, фиг. 200—супорт
токарно-винторезного станка, фиг. 201 — супорт затыловочного станка, фиг. 202 —
стол и салазки универсально-фрезерною станка модели 6П80). В подобных слу-
чаях нужно по крайней мере развить поверхности соприкасания в направлении,
приблизительно перпендикулярном направлению действующего усилия, чтобы умень-
шить удельные давления и предусмотреть возможность прочного и надежного
зажима тех частей, которые должны оставаться неподвижными во время работы.
Такие зажимные устройства применяются, например, для закрепления наружной
колонны и рукава (поперечины) радиально-сверлильных станков, поперечин кару-
сельных, продольно-строгальных, продольно-фрезерных и других станков, консоли
и салазок фрезерных станков. Они снабжаются управлением ручным или от отдель-
ного электродвигателя и устройством, контролирующим надежность зажима и
выключающим привод в случае его ослабления. Состояние зажима обычно сигна-
лизируется цветными лампами.
Стойки, столы, поперечины, супорты
209
Направляющие
Соединительная
Валка
Соединительная
фиг. 192.
14 Ачеркан
1386
210
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг. 193.
Фиг. 194.
Стойки, столы, поперечины, супорты
211
212 Станины Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
♦иг. 198.
Стойки, столы, поперечины, супорты
213
Фиг. 202.
Стойки, столы, поперечины, супорты
215
В отношении способов обеспечении жесткости рассматриваемых деталей при
наименьшем расходе металла сохраняет, в основном, силу сказанное выше по этому
вопросу применительно к станинам (замкнутые сечения определенных форм, воз-
можное сокращение числа окон и г. п. и уменьшение их размеров, перегородки
и прилитые ребра и пр.). Деформации этих деталей могут быть уменьшены также
применением замкнутых конструкций — в виде рам и порталов, подпорок, контр-
поддержек и т. п. В станках для точной работы движущийся стол не должен
свисать с направляющих станины также и в своих крайних положениях.
Если корпусная деталь перемешается по вертикальным направляющим посред-
ством кинематической цепи, не содержащей самотормозящихся передач, то для
облегчения установки ее и предохранения от самопроизвольного опускания, когда
она не зажата, деталь уравновешивается контргрузом соответствующего веса, под-
вешенным на цепи или стальном канате и обычно скрытым внутри стойки или
колонны; использование спиральных пружин для уравновешивания возможно лишь
при не очень большом весе деталей. На направляющих столов, поперечин, стоек и
прочих деталей этого рода делают обычно смазочные канавки примерно такого же
сида, как на направляющих станины (см. фиг. 184). Горизонтальные рабочие плоскости
корпусных деталей окружают корытом для стока смазочно-охлаждающей жидкости.
Рабочие поверхности столов снабжаются системой параллельных или иногда
взаимно перпендикулярных точно обработанных пазов Т-образного профиля для
усатновки и крепления различного рода приспособлений. Размеры этих пазов
(ГОСТ 1574-42, нормаль станкостроения Н25-3) и стальных каленых сухарей
к ним (ГОСТ 1588-42, нормаль станкостроения Г131-9) стандартизованы.
ЛИТЕРАТУРА
1. Энциклопедический справочник „Машиностроение". г. 1, кн. 2, стр. 342—350,
Машгиз. 1947, и т. 9, гл. V, Машгиз, 1949.
2. Нормаль станкостроения МТ21-1 „Отливки из серого чугуна", „Станки и инстру-
мент" ЛК| 5. 1951.
3. Е. М. М о р о з о в а и Э. Д. Спивак, Термическая обработка в станкостроении,
гл. IV, Машгиз, 1949,
I. Э. Д. Спивак и Е. С. К а г а и, Поверхностная закалка направляющих станин стан-
ков е индукционным нагревом токами высот ой частоты, „Станки и инструмент* № 9, 1950.
5. Конструкционные свойства модифицированных чугунов (пелегироваиных) с пла-
стинчатым графитом, „Вестник машинош роения" № 1, 1950.
б. М. 11. Шитов, Износоустойчивость модифицированного чугуна, закаленного
токами высокой частоты, и бронз, „Вестник технической информации МСС“ № 10, 1949.
7. Г. И. Клецки и. Производство станочных опивок из высококачественного моди-
фицированного чугуна, „Вестник технической информации МСС" Ns 7, 191').
8. Д. Н. Решетов и А. С. Лапидус. За повышение толговечи.тги станков.
„Станки и инструмент" № 9, 1949.
9. А. С. Лапидус, Данные но износу ' методы повышения износоустойчивости
направляющих металлорежущих станков, ЦБТИ МСС, I960.
10. Г. 14. Зузанов, Агрегатные станки. Машгиз, 19-18.
11. В. Т. Мещерин, Штампосварная станина токарного станка и сварные станины
прессов, „Вестник технической информации МСС" № 3, 1948.
12. М. И. Шитов, Газовая резка и электросварка станин агрегатных станков без
механической обработки кромки, „Вестник технической информации МСС" № 4, 1917.
13 Л. Т. Штерн. Сварные конструкции в станкостроении, Машгиз, 1949.
14. К. В Вотинов, /Кесткость станков, Л.. 1910.
15. X. М. Е и и к е е в Методы повышения жесткости с гании токарных станков, Труды
ЭНИМС, вып. 1, ЦБТИ МСС. 1948.
16. X. М. Е н и к е е в, Жесткость металлорежущих станков, ЦБТИ МСС, 1950.
17. А. П. Соколовский. Жесткость и технология машиностроения, гл. II — IV,
Машгиз, 1946.
18. Д. Н. Решетов, Расчет деталей станков, гл. II, Машгиз, 1945.
19. Д. Н. Решетов и 3. М. Ленина, Расчеты станков на контактную жесткость,
„Станки и инструмент" № 1. 1951.
20. В. Э. П у ш. Прямолинейные направляющие качения, „Станки и инструмент" № 3, 1948.
21. П. Ф. Дунаев, Общая компоновка портальных станков, „Вестник технической
информации МСС" № 11, 194 4
ГЛАВА V
РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ В СТАНКАХ
§ 27. ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ В СТАНКАХ
Ременные передачи используются в станках самых разнообразных типов как
в приводах главного движения, так и в приводах подач, например к управляющим
валам автоматов, и во вспомогательных — к насосам охлаждения и смазки, к меха-
низированным приспособлениям и т. д.
Широкое применение передач посредством плоских и клиновых ремней в станках
объясняется простотой и дешевизной их сравнительно с передачами других типов.
Предпочтение их зубчатым передачам в приводе к шпинделю или применение их
в этом приводе наряду с зубчатыми передачами обусловлено следующим обстоя-
тельством. При передаче вращения шпинделю зубчатыми колесами и окружной
скорости их выше примерно 12—15 м/сек колеса, особенно с прямыми зубьями,
работают неспокойно вследствие неизбежных неточностей изготовления колес и
сборки передач. В результате этого нередко возникают такие колебания шпин-
деля и валов коробки скоростей, которые неблагоприятно отражаются на чистоте
поверхности обработанного изделия, а иногда и на стойкости инструмента. Поэтому
в станках для чистовых и отделочных операций, например, в быстроходных станках
для работы твердосплавными инструментами, для обработки легких сплавов и т. п.,
предпочтительно передавать движение шпинделю непосредственно ремнем (или
ремнями). В станках, на которых операции предварительной и чистовой обработки
заготовки должны производиться с одного установа, механизм привода к шпинделю
часто конструируют таким образом, что ряд более низких чисел оборотов шпин-
деля, используемых при черновой или предварительной обработке, получается
посредством зубчатой передачи на шпиндель. Это позволяет располагать на шпин-
деле достаточно большим крутящим моментом, необходимым для выполнения этих
операций. Для получения же высоких чисел оборотов шпинделя зубчатая передача
выключается, и он приводится во вращение ременным шкивом, который для этого
может быть связан со шпинделем (см. ниже). Крутящий момент на шпинделе при
этом меньше, чем при приводе зубчатой передачей, соответственно меньшему
сечению стружки при чистовой обработке.
Таким образом," наряду с кинематической цепью „электродвигатель—ремень -
коробка скоростей — шпиндель11 в современных станках часто встречается и цепь
„электродвигатель—ремень, цепь или зубчатая передача — коробка скоростей
(редуктор) — ремень — шпиндель
Скольжение ремня, зависящее от ряда причин и в части упругого скольжения
неизбежное, не допускает постоянства передаточного отношения ременной передачи.
Это исключает применение ее в тех случаях, когда передаточное отношение двух
валов должно быть строго постоянным, как например, в кинематической цепи
между шпинделем и ходовым винтом токарно-винторезного станка, в делительных
цепях зубообрабатывающих станков и т. п. Этот недостаток ременной передачи
обращается в ее преимущество перед передачами других типов в тех случаях,
когда имеются основания ожидать внезапных перегрузок передачи: при чрезмерном
возрастании передаваемого усилия ремень начинает буксовать, предохраняя эти...
Замечании по расчету ременных передач станков
217
станок от аварии. Таким образом, ремень играет в соответствующей кинематической
пени роль предохранительного звена, заменяя в этом отношении предохранительную
муфту, срезной штифт или другую деталь, которая иначе была бы необходима
(см. § 79, В).
В станках находят применение передачи плоскими и клиновыми ремнями,
причем в новых конструкциях, за исключением лишь таких, в которых ско-
рость ремня должна быть больше примерно 25—30 м/сек, заметна тенденция
в сторону все более широкого применения клиновых ремней. Круглые ремни
диаметром от 4 до 10 мм имеют в станках очень ограниченное применение и лишь
гам, где передаваемое окружное усилие мало, например, в приводах некоторых
механизированных приспособлений, в настольных (верстачных) станках, мелких
автоматах.
Ступенчато-шкивные передачи клиновыми, а в особенности плоскими ремнями
имеют в современных станках ограниченное применение и поэтому в дальнейшем
подробно не рассматриваются.
Предельные значения передаточных отношений, осуществимых посредством ре-
менной передачи, определяются требованием достаточного угла обхвата на меньшем
из шкивов и типом ремня. Для плоскоременной передачи без натяжного устройства
диапазон передаточных отношений и составляет примерно — ~ i и -Р 2,5 ; -3;
для клиноременной передачи " 11 3,5 -г-5. Натяжное устройство, уве-
личивающее углы обхвата, позволяет довести передаточное отношение и при плоском
ремне до и дь Следует по возможности избегать указанных здесь крайних
значений и.
Скорость ремней может быть доведена в настоящее время до 100 м/сек
(плоские тканые ремни). В главном приводе станков скорости ремней выше
50 35 м'сек почти не встречаются. Чаще всего эта скорость лежит в пределах
о г 8 до 25 м/сек. Допустимость скорости ремня, намеченной при проектировании
привода, должна быть проверена расчетом.
§28. ЗАМЕЧАНИЯ ПО РАСЧЕТУ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ СТАНКОВ
Ресчет ременных передач станков, как и других машин-орудий, следовало бы
производить по долговечности ремня или ремней. Так как, однако, это затруд-
няется отсутствием достаточно надежных данных о сроках службы приводных
ремней в действительных условиях эксплоагации станков, то практически этот
расчет производят с помощью формул, известных из курса „Детали машин*.
Если передача быстроходная, т. е. скорость ремня больше примерно 25 м/сек,
то в расчете ее следует уменьшать допускаемое полезное напряжение на 25—30%,
а поправку на угол обхвата меньшего шкива увеличивать на 15%.
Для предварительного определения необходимой ширины b ремня можно
.пользоваться формулой
де Р—усилие, передаваемое ремнем, в кг-, N—мощность на ведомом шкиве
в кет (j\' = Na-Tt, где А'., мощность приводного электродвигателя или на веду-
щем шкиве, т( — к. п. д. передачи); р— усилие, передаваемое 1 мм ширины
ремня, в кг (удельная линейная нагрузка ремня в кг/мм); vp — скорость ремня
ь м'сек. В предварительных расчетах можно принимать в среднем кг/мм.
Для одношкивного привода эта формула дает достаточно хорошие результаты,
если скорость ремня не превышает 10 12 м/сек.
В приводе некоторых станков для чистовых и отделочных работ находят при-
менение передачи шелковыми ткаными ремнями. Опыт эксплуатации таких передач
218
Ременные передачи s станках
пока еще невелик, результаты опытов малочисленны, поэтому в настоящее время
для расчета передач шелковыми ремнями можно пользоваться лишь эмпирическими
формулами:
при толщине ремня й от 2 до 3 мм
N = 0,035-^(0,01(1 4-9) кеш;
при толщине ремня о свыше 3 до 4 мм
N = 0,05. vp (0,01 </ 4- 9) кет.
(28. 2)
Здесь d — диаметр меньшего шкива в мм.
Эти формулы действительны для значений <1 = 100 500 мм и скоростей ремня
vp = 3 -j- 40 м сек.
При проверочном расчете круглых кожаных ремней, если он требуется, сле-
дует принимать допускаемое в материале растягивающее напряжение [<з]Р = 0,40 н-
-т-0,45 кг/мм2.
Необходимо иметь в виду, что при чрезмерно большом или малом начальном
натяжении ремня, слишком малом отношении диаметра шкива к толщине ремня
к. п. д. ременной передачи, в особенности быстроходной, может оказаться много
ниже значений 0,97 — 0,98, которые соответствуют хорошим условиям работы пере-
дачи при скоростях ремня до 15—20 м/сек.
§ 29. МОЩНОСТИ И КРУТЯЩИЕ МОМЕНТЫ НА ШПИНДЕЛЕ
С точностью, достаточной для рассматриваемого вопроса, можно принять, что
наибольшее усилие Ртах. передаваемое ремнем, постоянно, считая Ртах = ртт • b кг.
где b — ширина ремня в мм. а р,лах — наибольшая допускаемая нагрузка ремня в кг
на 1 мм его ширины.
При одношкивном приводе скорость ремня
= бОЛШо м!сек' (29'
где d— диаметр шкива станка в мм; па—его число оборотов в минуту. При
= const наибольшая мощность на шпинделе
N = т, кет
(29. 2)
постоянна, если возможно пренебречь колебаниями к. п. д. т] передач коробки ско-
ростей (или редуктора).
Крутящий момент на шпинделе при полном использовании ремня (Р = Ртах)
кгмм> (29. 3)
п
|де / =-----полное передаточное отношение от шкива станка к шпинделю; d —
По
диаметр этого шкива в мм. Если считать r( = const, то
Мк = const-Д- = const. (29.4)
Приведенные выше соотношения можно формулировать следующим образом:
а) При одношкивном приводе наибольшая мощность на шпинделе при полном
использовании ремня приблизительно постоянна.
б) Наибольшие крутящие моменты на шпинделе для всех ступеней скорости
различны, уменьшаясь от Мк шах, соответствующего наименьшему числу nj об/мин
шпинделя, до Л4* min, отвечающего наибольшему числу п2 об/мин шпинделя.
Материалы ремней и шкивов
21$)
Если обозначить Рг—усилие резания в кг и v — скорость резания в м/мин,
то мощность на шпинделе
Nj = j^>Z[02 кет и Pz-v = 6120-ЛЕ 6100 кгм/мин. (29.5)
Так как ремень далеко не всегда является наиболее слабым звеном станка, то
мощность и крутящий момент, которые возможно использовать в действительности,
могут быть меньшими, чем это получается из приведенных выше формул при Р =
— Pmai- Ограничивающим является некоторый наибольший крутящий момент /И* тах;
следовательно, полная мощность N может быть использована лишь на тех ступенях
скорости, для которых
Мц - 975-Ю3— < Л4Лтах, т. е. п !)75- 103 , (29.6)
П -'«ft max
где Мц гаах— в кгмм, N—в кет. При меньших числах оборотов шпинделя (или
вала) полная мощность не используется.
§ ЗЭ. МАТЕРИАЛЫ РЕМНЕЙ И ШКИВОВ. ТЕХНИЧЕСКИЕ УСЛОВИЯ
НА РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ СТАНКОВ
А. Материалы ремней. В станках применяются ремни по преимуществу
из тех же материалов, что и в других машинах-орудиях, - кожаные, прорезиненные,
хлопчатобумажные. Выбор материала определяется экономическими соображениями
(доступностью, стоимостью) и условиями работы ремня.
Кожаные ремни благодаря прочности кромок лучше других дл! работы
в перекрестных передачах, на ступенчатых шкивах и шкивах с закраинами. Они
прочнее и долговечнее других ремней, хорошо переносят толчки и не слишком
сильные удары (главный привод обдирочных станков). Недостатком их, помимо высо-
кой стоимости, является сильное вытягивание, особенно новых ремней, следовательно,
необходимость периодической перешивки или переклейки. При наличии нятяжного
устройства эго свойство кожаных ремней не имеет значения. В быстроходных
передачах неблагоприятно сказывается недостаточная равномерность толщины обыч-
ных непрокатанных ремней. Кожаные ремни могут работать со скоростями до
40—45 м/сек.
Прорезиненные ремни в отношении долговечности уступают кожаным.
Для передач, где ремень должен часто переводиться вилкой (сгупенчатошкивные
передачи и т. п.), и для работы на шкивах с закраинами прорезиненные ремни
менее пригодны, чем кожаные, так как края их быстро изнашиваются. Последнее
относится также к хлопчатобумажным ремням, особенно если они не имеют спе-
циально заплетенных кромок.
Прорезиненные ремни очень чувствшельны к действию минеральных масел, от
которого они должны быть поэтому надежно защищены. Особенно быстро разру-
шаются минеральными маслами прорезиненные ремни без обкладок. Эта особен-
ность делает невозможным применение обычных прорезиненных ремней в таких
передачах станков, где предохранить ремень от масла невозможно или трудно,
например, внутри коробок скоростей или редукторов. В последнее время некоторое
распространение в станках получили специальные прорезиненные ремни, не чувстви-
тельные к действию минеральных масел. Прорезиненные ремни могут работать со
скоростями до 35 — 40 м/сек.
Основные достоинства хлопчатобумажных тканых ремней — их дешевизна
и гибкость. Они хорошо работают в высокоскоростных передачах малой мощности,
на шкивах малых диаметров (например, в. приводах шлифовальных шпинделей, вра-
щающихся с числом оборотов до 60 000 в минуту), отличаются плавной передачей
вращения, но вытягиваются сильнее других ремней.
Хлопчатобумажные плоские ремни работают удовлетворительно при скоростях
примерно до 30 м/сек, но могут применяться при необходимости также и при ско-
ростях 45—50 м/сек, а иногда и до 100 м/сек при особо высоком качестве ремня.
220
Ременные передачи в станках
В быстроходных станках для отделочных и доводочных работ кожаные и др\ -
гие ремни в ряде существующих моделей заменены шелковыми, так как при
очень высоких числах оборотов шпинделя даже клееные кожаные ремни- иногда
бывают причиной вибраций. Достоинство шелковых ремней — высокая эластичность,
недостаток —дороговизна и сильная зависимость механических качеств от способа
изготовления. Данные заграничных фирм, указывающих для шелковых ремней пре-
дел прочности, в 4 — 5 раз больший, чем для кожаных ремней, не заслуживают
доверия.
В некоторых быстроходных станках нашли применение в главном приводе кожа-
ные дырчатые (перфорированные) ремни. Цель этого — устранение вредного влия-
ния на работу передачи воздуха, сжимаемого между шкивом и ремнем и умень-
шающего поэтому угол обхвата. Большого распространения такие ремни, однако,
не получили вследствие того, что отверстия уменьшают сечение ремня и тем самым
усилие, которое он может передавать.
Независимо от материала и формы ремней при скоростях, превышающих при-
мерно 20 м/сек, следует применять только цельные (бесконечные) или клееные
ремни, без утолщения в стыке, так как иначе передача работает с толчками.
В передачах к шпинделю отделочных и доводочных станков это не должно допу-
скаться, так как иначе могут возникнуть вибрации, неблагоприятно отражающиеся
на чистоте обработанной поверхности. В приводе к шпинделю отрезных станков,
работающих абразивным кругом, такие толчки приводят к поломке тонкого круга
Б. Материалы шкивов. Шкивы плоско- и клиноременных передач стан-
ков изготовляются большей частью из чугуна. С целью уменьшения махового
момента (реверсируемые шкивы, например, продольно-строгальных станков) и при
очень высоких числах оборотов в качестве материала для шкивов используют
иногда легкие сплавы.
При скорости на ободе шкива свыше 25—30 м/сек целесообразно применять
вместо чугунных стальные сварные шкивы.
В последнее время в некоторых моделях станков получили применение шкивы
для клиноременных передач, штампованные в виде тарелок из тонкой листовой
стали. Большая экономия металла, достигаемая при этом, дает основание положи-
тельно оценить такую конструкцию, особенно для тех случаев, когда маховой момент
шкива может или должен быть мал (реверсируемые шкивы).
В. Технические условия на ременные передачи станков. Наи-
меньшая ширина ремней, стандартизованная ОСТ, составляет 20 мм (ОСТ/НКЛП
5773/176). Между тем для передач станков могут иногда понадобиться более узкие
ремни. В подобных случаях можно пользоваться значениями ширины ремня />=10,
12, 14 или 17 мм.
Для ременных передач станков действительны наряду с ОСТ и ГОСТ специаль-
ные технические условия. Важнейшие из них следующие:
1. Биение обода не должно превышать примерно:
при диаметре шкива до 300 свыше 300 до 600 мм
радиальное 0,10 0,15
торцевое 0,06 0,0S
2. Шкивы должны быть уравновешены статически или динамически, причем
вид балансировки определяется окружной скоростью v шкива и отношением его
ширины В к диаметру D:
Скорость v в MjceK О гиошение В D Вид балансировки
3-6 Произвольное Статическая
6—15 < 1
6-15 > 1 , 1 3 Динамическая
>15 Статическая
>15 '' ' Динамическая
Конструкции ременных передач
221
Статическая нормальная балансировка производится на круглых стержн-х при
весе шкива 30 кг и на призмах (ножах) при весе свыше 30 кг; статическая точ-
ная — на приборе-весах для определения центра тяжести; динамическая балансировка —
на балансировочной машине.
Метод балансировки, если она требуется, следует указывать на рабочем чер-
1еже шкива.
Обод шкива должен быть гладко обработан, а если возможно, то и полирован:
шероховатая поверхность обода быстро срабатывает ремень, как показывает опыт
эксплоатации ременных передач.
§ 31. КОНСТРУКЦИИ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ В СТАНКАХ
А. Конструкции шкивов
Применяемые в станках шкивы по своей форме во многих случаях не отличаются
от шкивов, обычных в других машинах. Это относится в равной мере как к шкивам
дли плоских, так и для клиновых ремней. При малом диаметре шкивы имеют иногда
очень простую форму, как видно, например, на фиг. 203, изображающей шлифо-
вальную бабку универсально-заточного станка.
В других случаях форма шкива осложняется деталями или комплектами, с кото-
рыми он должен быть связан. Так, например, приводной шкив токарного много-
резцового полуавтомата модели 116, изображенный на фиг. 204, сидит на первом
валике коробки скоростей вхолостую и может быть связан с ним посредством
многодисковой фрикционной муфты, правый фланец а которой заклинен на этом
валу шпонкой. Более сложная, чем обычно, форма шкива обусловлена здесь рас-
положением и конструкцией муфты.
Профиль обода шкивов для клиновых ремней конструируется в соответствии
с ГОСТ 1284-45
Специфическими для станкостроения являются ступенчатые шкивы, имеющие
в современных станках малое применение, как уже было упомянуто выше.
Число ступеней таких шкивов не превышает обычно четырех, в крайнем случае
пяти. Значительно большее число ступеней могут иметь желобчатые шкивы клино-
ременных передач. Так, например, в изображенном на фиг. 20) одношпиндельном
токарном автомате фасонно-продольного точения с числом оборотов шпинделя до
12 000 в минуту вращение шпинделю 10 передается от электродвигателя 1 через
вал 2, пару клиноременных шкивов 3 и 5, вал 6 и пару плоскоременных шкивов 7
и 9. Шкив 7 сделан широким потому, что шпиндельная бабка автомата перемещается
во время обработки прутка по направляющим станины. Желобчатые шкивы 3 и 5
имеют здесь по восьми ступеней.
Если клиноременный шкив должен быть непосредственно связан со сцепной
муфтой или другой деталью, го он конструируется так же, как плоскоременный
шкив в аналогичном случае (см , например, фиг. 204).
Обод рабочих плоскоременных шкивов, особенно ведомых, рекомендуется делать
выпуклым. Шкивы для передач перекрестным или передвижным ремнем не должны
иметь выпуклости. При скоростях ремня от 20—25 м/сек и больше целесообразно
делать выпуклым также ведущий шкив. Для шкивов, которые сидят на вертикаль-
ных валах, выпуклость обода необходима, так как иначе ремень сползает с обода.
Холостой шкив должен иметь диаметр несколько меньший, чем посаженный
рядом рабочий шкив, и цилиндрический (не выпуклый) обод. Срок службы холо-
стого шкива может быть сделан неограниченно большим, если предохранить от
износа расточку его ступицы: для этого в нее можно запрессовать втулку, изго-
товленную из антифрикционного чугуна или залитую дешевым антифрикционным
сплавом, либо посадить шкив на подшипниках качения. Особенно удобны в подоб-
ных случаях игольчатые подшипники без колец благодаря малым диаметральным
размерам их. В некоторых станках холостые шкивы монтированы на витых роли-
ках; точность их для данного применения вполне достаточна.
222
Ременные передачи в станках
Конструкции ременных передач
223
С целью уменьшения потерь, вызываемых образованием воздушных подушек
между плоским ремнем и шкивами быстроходных передач, на ободе таких шкивоа
делают круговые желобки, по которым свободно уходит воздух, сжимаемый между
ремнем и ободом шкива. Благодаря этому угол обхвата получается несколько боль-
шим, чем при применении шкивов с гладким ободом.
Размеры шкивов — диаметр, ширину, толщину обода — следует выбирать по
возможности в соответствии с ОСТ 1655.
Форма канавки шкивов для круглых ремней не стандартизована. Практика пока-
зала пригодность профиля по фиг. 206
Б. Посадки и крепление шкивов
А А
Рабочие шкивы сажают на [пал с посадкой до Для холостых шкивов
достаточна более свободная посадка.
Рабочий шкив закрепляется на валу чаще всего шпонкой — призматической, кли-
новой врезной или сегментной, либо сидит на шлицах. Лишь при малых переда-
ваемых крутящих моментах может быть достаточной связь шкива с валом силой
трения. Достаточность величины момента трения должна быть проверена расчетом
или экспериментально.
Конец вала под консольный шкив делается большей частью цилиндрическим,
реже — коническим (фиг. 207, шпиндель станка для шлифования малых прокатных
валков). Для крепления шкива в осевом направлении служат стопорные винты или
торцевые шайбы, прижимаемые к ступице шкива гайкой (фиг. 207) или винтом.
В. Разгрузка шпинделя или вала от давления ремня
При посадке шкива непосредственно на вал давление ремня на шкив, которое
для плоского ремня примерно втрое больше окружного усилия, полностью пере-
дается валу и его подшипникам. В материале вала возникают напряжения изгиба,
он деформируется; если на нем сидят зубчатые колеса, они при этом могут пере-
коситься настолько, что правильность зацепления их с сопряженными колесами
заметно нарушится. При таком креплении шкива нередко возникают поперечные
колебания вала, особенно при высоких числах оборотов шкива, неполной уравно-
вешенности вала вместе с сидящими на нем деталями и применении не цельных
ремней. Эти явления в особенности нежелательны для шпинделей станков, на ко-
торых выполняются чистовые и отделочные операции. Поэтому в современных мо-
делях станков часто прибегают к разгрузке шпинделя (или другого вала, который
должен быть связан со шкивом) от давления ремня. Для этого приводной шкив
монтируется на отдельных опорах, не связанных со шпинделем или ведомым валом,
с которым он соединяется шпонками, шлицами, муфтой или каким-либо другим
Способом, обеспечивающим передачу необходимого крутящего момента. Примеры
таких конструкций приведены на фиг. 208 — 211.
224
Ременные передачи в станках
Фиг. 209.
Конструкции ременных передач
225
Приводной шкив 3 токарно-винторезного станка модели 1618Р, передняя
бабка которого представлена на фиг. 208, связан шпонкой с длинной втулкой 6.
Эта втулка вращается в двух шарикоподшипниках, монтированных в стаканах 2—4,
которые в свою очередь сидят в корпусе 5 бабки. Между расточкой втулки &
и шпинделем 8, вращающимся в подшипниках скольжения 1 и 9, имеется радиаль-
ный зазор. Таким образом, давление
ремня на шкив, так же как и давле-
ние на зубья шестерни не пере-
дается шпинделю. При изображенном
на чертеже положении полого пере-
борного валика 10 с зубчатыми коле-
сами z2 — zs вращение сообщается
шпинделю от шкива через втулку 6 и
а) Фиг. 210. б)
- 2, Z;
переоор — • —
-2 21
последнее колесо zi
которого заклинено на шпинделе,
шпинделя этот перебор выключают,
Для получения ряда высоких скоростей
передвинув влево деталь 10, и переводят
также влево муфту 7 до сцепления ее внутренних зубьев с зубьями шестерни
При этом вращение шкива 3 будет передаваться шпинделю через втулку 6 и зуб-
чатую муфту 7, сцепленную одновременно с зубчатым венцом, нарезанным на
конце втулки 6, и с шестерней zx, закрепленной на шпинделе.
Конструкция с разгруженным шпинделем по фиг. 209 (передняя бабка токарно-
винторезного станка модели 1616) отличается от предыдущей тем, что здесь в
отдельных опорах вращается сам шкив,
имеющий поэтому удлиненную в обе
стороны ступицу, а втулки закреплены
в нем шпонками и стопорными вин-
тами.
Разгрузка шпинделя от поперечных
изгибающих усилий требует по мень-
шей мере двух диаметрально противо-
положных шпонок: при одной шпонке
желаемый эффект не будет достигнут
(фиг. 210, а и б).
На фиг. 211 изображен привод
шлифовального шпинделя тяжелого
станка для шлифования прокатных вал-
ков. Клиноременный шкив 2 вращается
здесь, вхолостую на шарикоподшипни-
ках, монтированных на массивной оси 3,
Фиг. 211.
которая сидит в стойке 1 шлифовальной бабки. Крутящий момент передается
шпинделю 7 через заклиненный на нем фланец 6, связанный со шкивом пальцами 5
с надетыми на них втулками 4 из упругого материала. Применение упругой муфты
имеет целью в данном случае смягчить толчки при пуске электродвигателя.
Другие примеры приведены на рисунках гл. VII.
Понятно, что если усилие, передаваемое ремнем, мало, следовательно, незна-
чительно также и боковое давление со стороны ременного шкива на шпиндель
или вал, то нет особой надобности в разгрузке последнего от усилия ремня. По-
этому даже такие ответственные шпиндели, как шпиндели кругло- и внутришлифо-
вальных станков, оставляют неразгруженными.
Г. Устройства для натяжения ремня
Так как приводные ремни постепенно вытягиваются, то при проектировании
ременной передачи необходимо предусмотреть возможность компенсации удлинения
рзмня. Особенно это важно при малых расстояниях между осями шкивов (см., на-
пример, фиг. 205, детали 4 и S), а также в случае применения хлопчатобумажных
15 Ачеркан 1386
226
Ременные передачи в станках
ремней, сравнительно быстро вытягивающихся. Натяжные устройства используются
обычно также в тех случаях, когда расстояние между осями ведущего и ведомого
шкивов изменяется в процессе работы станка вследствие перемещения вала,
несущего ведомый шкив. Однако в таких приводах можно обойтись и без на-
тяжного устройства, вводя между ведущим и ведомым шкивами промежуточный
валик, ось которого играет роль шарнира. Такое решение типично для шарнирных
радиально-сверлильных станков с шарнирным рукавом. Устройство привода таких
станков изображено на фиг. 212 (простой механизм ручной подачи шпинделя
здесь не показан).
В станках применяются натяжные устройства периодически действующие, для
периодической регулировки натяжения ремня (или ремней) вручную, и действующие
непрерывно, автоматически под-
держивающие натяжение ремня
постоянным. Довольно боль-
шое распространение имеют
в станках устройства, осно-
ванные на использовании на-
тяжных роликов, выбирающих
слабину ремня, и на изменении
межосевого расстояния шки-
вов за счет перемещения одного
из них вместе с валом. Опыт
показывает, что натяжной ро-
лик нередко является источ-
ником вибраций, особенно в
быстроходных станках, при вы-
соких скоростях ремня; кроме
гого, он нередко поглощает довольно значительную мощность порядка 1 кет.
Поэтому заслуживают предпочтения другие, описанные ниже, способы обеспечения
требуемого натяжения ремня.
На фиг. 213 и 214 изображены чрезвычайно распространенные конструкции
для периодического регулирования натяжения ремней путем перестановки электро-
двигателя. На первой из этих фигур вертикальная перестановка двигателя возможна
благодаря четырем пазам 1 удлиненной формы под болты, которыми промежуточ-
ная плита 2 крепится к платику станины станка. В конструкции по фиг. 214 эта
плита 2 снабжена двумя пазами 1 Т-образного профиля под головки четырех бол-
тов 3, которыми двигатель крепится к плите 2. Таким образом, в первой кон-
струкции двигатель переставляется вместе с промежуточной плитой, во второй эта
плита закреплена на станине неподвижно, но принцип регулирования натяжения
ремня в обоих случаях один и тот же.
В конструкции по фиг. 215 (привод токарного многорезцового полуавтомата
модели 1730) натяжение ремня регулируется поворотом подмоторной плиты 4
вокруг шарнирного пальца подвинчиванием двух гаек 3 и 5 на болте 2, который
может поворачиваться на пальце 1.
На фиг. 216 (редуктор токарно-винторезного станка модели 1616 и др.)
корпус 5 редуктора, монтированного в левой ножке 1 станка, может вращаться
на оси 6, и натяжение ремня к шкиву шпиндельной бабки (см. фиг. 208 и 209)
регулируется посредством винта 2 с двумя гайками. Клиновые ремни 3 передачи
от электродвигателя 7 к редуктору подтягиваются по мере надобности перестанов-
кой двигателя на салазках 4.
В конструкции по фиг. 217 (шлифовальная бабка универсального резьбошли-
фовального станка модели ММ-582) электродвигатель установлен на подмоторной
плите 1, которая болтами крепится к кронштейну 3, скрепленному в свою очередь
с корпусом 4 поворотной шлифовальной бабки, установленной на салазках 5. Под-
тягивание клиновых ремней, передающих вращение шлифовальному шпинделю,
производится посредством винта 2 с квадратной головкой, связанного с подмо-
Конструкции ременных передач
227
Фиг. 213.
228
Ременные передачи в станках
Фиг. 216.
Конструкции ременных передач
229
230
Ременные передачи в станках
торным кронштейном. Последний имеет форму цилиндрического сегмента, вста-
вленного в полуцилиндрическую расточку в корпусе 4 бабки. Чтобы повернуть
кронштейн, нужно предварительно отпустить гайки 6 и 7.
Иногда ограничиваются шарнирной подвеской двигателя без всяких дополни-
тельных деталей для регулирования его положения. Это допустимо лишь при том
условии, чтобы составляющая собственного веса двигателя по линии, соединяющей
центры шкивов, давала необходимое наивыгоднейшее начальное натяжение ремня.
В высокоточных станках во избежание вибраций колебания двигателя амортизируются
иногда с помощью масляного глушителя (демпфера).
В описанных выше устройствах регулирование натяжения ремня производится
периодически вручную. Для автоматического подтягивания ремня по мере его вы-
Фиг. 218.
тяжки, а также в тех случаях, когда автоматическое действие устройства необхо-
димо вследствие переменности положения оси ведомого шкива, используют большей
частью пружины (фиг. 218, натяжное устройство полуавтомата), грузы или собствен-
ный вес некоторых деталей устройства. Иногда оказывается необходимым ввести
в передачу промежуточные шкивы или направляющие ролики.
Д. Обеспечение удобства замены ремней и смены шкивов
При проектировании ременных передач станков необходимо предусмотреть воз-
можность быстрой смены разорвавшихся или слишком вытянувшихся ремней. Это
особенно важно при большом количестве клиновых ремней, когда необходимость
замены их может возникать довольно часто. Наиболее удобно в этом отношении
консольное крепление обоих шкивов: при передаче плоским ремнем последний
может быть надет на шкивы без всякой разборки; при передаче клиновыми ремнями
без натяжного устройства для этого нужно снять оба шкива.
Если консольное крепление шкивов невозможно или неудобно (например, шкив
шпинделя должен быть закреплен на самом шпинделе или соосно с ним между его
опорами), то для замены ремней необходим, как правило, демонтаж соответствую-
щего вала. В подобных случаях следует конструировать передачу по возможности
таким образом, чтобы, во-первых, достаточен был демонтаж лишь одного вала,
т. е. чтобы один из шкивов был консольным, и, во-вторых, чтобы необходимая
разборка могла быть произведена быстро и просто. Решающей в этом отношении
является конс1рукция опор соответствующего вала.
Конструкции ременных передач
231
Необходимости демонтажа вала для смены ремней при расположении шкива
между опорами можно иногда избежать соответствующей конструкцией других
частей станка.
Пример подобного конструктивного решения показан на фиг. 219, а и б. Ста-
нок приводится здесь от бесступенчатого вариатора 1 клиноременной передачей
с оттяжным роликом 3; шкив 4 вра-
_______\ ----------------щается в отдельных от шпинделя под-
' -----’И—шинниках, благодаря чему последний
Мд. др- Л разгружен. Отливки корпуса передней
jLiik jLt. ~rlr.- L [1 бабки и верхней части станины имеют
l-3 здесь такую форму, что если отвести
I ролик 3 в среднее положение, после
чего ремни легко снять со шкива 2, то их можно снять также и со шкива 4,
не вынимая шпинделя (см. отмеченные штриховкой контуры на фиг. 219, б).
Существуют и другие конструкции, успешно решающие ту же задачу.
Е. Передачи одним ремнем или одним комплектом ремней
на несколько шкивов
Надобность в передаче этого типа может встретиться при проектировании много-
шпиндельного станка, если все шпиндели его должны приводиться от одного дви-
гателя. Эта задача может быть решена применением отдельных ременных передач
к каждому шпинделю по принципиальной схеме фиг. 220 или одного ремня, оги-
бающего все ведомые шкивы, по схеме фиг. 221. Недостаток первого решения —
увеличение веса ведомых шкивов, увеличение количества ремней и ширины
ведущего шкива. Во втором случае для получения необходимых углов обхвата
шкивов могут понадобиться натяжные ролики, которых, впрочем, нередко нельзя
избежать и при отдельных ремнях (ср. предыдущие фигуры и фиг. 222, привод
шпинделей алмазно-расточного станка).
Выбор варианта зависит от условий работы станка.
Передача одним ремнем или одним комплектом клиновых ремней на несколько
шкивов находит применение в мелких автоматах (например, для точного приборо-
строения), а также в полуавтоматах непрерывного действия, у которых группа
станков, установленных на карусели, вращается вокруг неподвижной центральной
232
Ременные передачи в станках
i
i
।
।
i
i
i
Фиг. 221.
Фиг. 223.
Фиг. 222.
Конструкции ременных передач
233
колонны. Благодаря такому приводу особенно легко осуществляется останов
каждого шпинделя в разгрузочной позиции, как это ясно из фиг. 223, предста-
вляющей принципиальную схему расположения шкивов вертикального шестипози-
ционного алмазно-расточного станка. При вращении головки в направлении,
показанном стрелкой, шкивы шпинделей, поочередно заканчивающих обработку
изделия в позиции а, постепенно выходят из-под клиновых ремней, охватывающих
шкив двигателя и шкивы шпинделей. Не доходя немного до разгрузочной по-
зиции б, шпиндель останавливается своим тормозом, включаемым от кулака. При
дальнейшем движении шпиндель, уходящий из загрузочной позиции, начинает вра-
щаться, еще не достигнув первой рабочей позиции в, так как его шкив постепенно
подходит под клиновые ремни.
Однако из фиг. 223 видно, что при данной схеме привода невозможно полу-
чить, не прибегая к натяжным роликам, большой угол обхвата шкивов: этот угол
тем меньше, чем больше число шпинделей. Поэтому шпиндели ротационных станков
большой мощности предпочитают приводить либо через центральное зубчатое ко-
лесо, либо от отдельных электродвигателей, которые автоматически выключаются
и снова включаются в соответствующих точках своего движения с каруселью.
Расчет передач кратко описанного здесь типа производится по мощности при-
водного двигателя. Длина ремня может быть найдена расчетом, но проще опре-
делить ее по выполненному в масштабе схематическому чертежу. Точность этого
способа вполне достаточна, так как двигатель устанавливается на натяжных салазках,
позволяющих регулировать его положение.
ЛИТЕРАТУРА
1. Энциклопедический справочник .Машиностроение', т. 2. гл. VII, статья В. Н. Бе
л я е в а, Передачи гибкой связью, Машгиз, 1948; т. 9, гл. II, статья Н. Я. Н и б е р г а, Сту-
пенчато-шкивные передачи, Машгиз, 1949.
2. I7. А. Иванов, Ременные передачи, Труды ЦНИИТМАШ, кн. 1, Машгиз, 1946.
3. Е. М. Г у т ь я р, Скольжение ремня на шкивах, „Вестник Металлопромышленности*
№ 18, 1937.
4. В. А. Д о б р о в о л ь с к и й, Расчеты деталей машин, гл. XIII и XIV, Госгехиздаг
Украины, 1950.
5. Н. С. Ачерка н, Расчет и конструирование станков, т. 1, гл. IV, ОНТИ, 1937.
ГЛАВА VI
ЦЕПНЫЕ, ЗУБЧАТЫЕ И ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ В СТАНКАХ
§ 32. ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
. А. Преимущества и недостатки цепных передач.
Области применения их в станках
Важнейшие преимущества цепных передач перед ременными заключаются в значи-
тельно большем диапазоне передаточных отношений (см. ниже), в возможности
применения их при очень малых расстояниях между осями валов и в отсутствии
скольжения гибкой связи — цепи. Последнее свойство позволяет применять цепную
передачу вместо зубчатой там, где расстояние между осями валов настолько велико,
что пришлось бы либо прибегнуть к ряду паразитных колес, либо ставить зубча-
тые колеса очень больших диаметров, что далеко не всегда возможно.
Для использования в приводе станков особое значение имеет и возможность
получать с помощью цепи и одной пары звездочек (цепных колес) малые переда-
точные отношения (Пведом- пведущ)', это позволяет применять в приводе быстроход-
ные электродвигатели, более компактные и обладающие, как правило, более
высоким к. п. д., чем тихоходные двигатели равной мощности.
К числу недостатков цепных передач относятся: 1) неполная бесшумность
работы, особенно при передаче роликовой цепью; 2) необходимость строгой парал-
лельности валов, на которых сидят звездочки; 3) невозможность применения цепи
для перекрестных передач; 4) быстрое вытягивание цепи вследствие разработки
шарниров под действием толчков и ударов, что не позволяет применять цепные
передачи этого типа в приводах с резко колеблющейся нагрузкой или часто ревер-
сируемых (без паузы); 5) сравнительно высокие требования в отношении ухода
(смазка, регулирование натяжения цепи и пр.).
Указанные особенности цепных передач определили области применения их
в современных станках. Они используются как в приводах главного движения,
так особенно в приводах подач, в качестве передач к распределительным валам,
к насосам для смазки и для охлаждения и т. д.
Иногда цепной передаче отдают предпочтение перед ременной потому, что
гибкая связь должна быть расположена в таком месте станка, где ее невозможно
или трудно защитить от попадания масла.
В работающих непрерывно делительных кинематических цепях эти передачи
применять не следует: угловая скорость ведомой звездочки не остается по.тсянной
даже при строго постоянной угловой скорости ведущей звездочки вследствие не-
постоянства скорости цепи, которое обусловлено самой природой цепной передачи.
В целом цепные передачи хотя и уступают в распространении ременным и
зубчатым, все же находят в современных станках довольно широкое применение.
В отдельных конкретных случаях проектирования станков сравнительные достоин-
ства и недостатки ременной и цепной передач почти уравновешиваются, и обе они
могут быть применены с равным успехом; поэтому некоторые станкозаводы строят
одни и те же модели станков и с ременным, и с цепным приводом.
Цепные передачи
235
В передачах станков используются цепи двух типов — пластинчатые втулочно-
роликовые (ГОСТ 586 и 587-41), короче называемые роликовыми, и зубчатые
(бесшумные). Разграничить области применения тех и других невозможно — оба
типа одинаково уместны при одних и тех же условиях работы. По сравнению
с зубчатыми цепями роликовые обладают преимуществами более низкой стоимости
и меньшего веса; последнее важно при высоких скоростях цепи. Кроме того, число
зубьев звездочки для роликовой цепи может быть сделано меньшим, чем при пере-
даче зубчатой цепью. С другой стороны, работа зубчатой цепи не сопровождается
стуком, характерным для передачи роликовой цепью, особенно после того, как
последняя с течением времени вытянется. Этим обстоятельством объясняется,
повидимому, тот факт, что для передачи более значительных мощностей —
следовательно, в главном приводе, в станках используются предпочтительно
зубчатые цепи, а в остальных случаях — роликовые с числом рядов от одного до
трех.
В настоящее время качества материалов, из которых изготовляются передаточ-
ные цепи и звездочки, настолько высоки, что цепные передачи применимы и для
очень тяжелых условий работы, причем скорости цепей достигают весьма высоких
значений — до 27—28 м/сек (в некоторых современных винторезных автоматах).
При выборе скорости цепи решающую роль играет качество ее материала и изго-
товления; при особо высоком качестве возможны скорости до 35 м/сек.
Б. Указания по расчету цепных передач
Расчет цепных передач ставков производится по общим методам, излагаемым
в курсе „Детали машин“. При выборе исходных параметров проектируемой пере-
дачи рекомендуется руководствоваться следующими правилами: а) шаг цепи выби-
рать возможно малым, так как чем он меньше, тем меньше колебания скорости
цепи; б) чем выше скорость цепи, тем более узкой должна быть цепь и тем боль-
шими числа зубьев звездочек; в) скорость цепи рекомендуется выбирать по воз-
можности в пределах до 10 —12 м/сек, причем тем меньшей, чем больше шаг
цепи; при необходимости (быстроходные станки) можно идти до скоростей вдвое
больших; г) числа зубьев звездочек не должны быть меньше следующих практи-
ческих значений:
для роликовых цепей zm,n = 11-5—1*2
для зубчатых цепей: шаг цепи t < 15 от 16 до 35 35 мм
угол звена 60°: zmi„=17 19 21 »
. . 75°: гшщ==15 17 19 ,
В крайнем случае можно принимать для роликовых цепей zmin = 9, Для зубча-
тых с углом 60° и 75° = 15 и 13 соответственно.
Наибольшие значения чисел зубьев звездочек: для роликовых цепей = 150,
а лучше гтах~70; для зубчатых цепей при угле звена 60° г1пах ~ 140, лучше
<?rnax~80> при Угле звена 75° ггаах^65.
Предпочтительные числа зубьев звездочек для роликовых цепей указаны
в ГОСТ 591-41.
Передаточные отношения желательно выбирать в пределах до иш1п — >
а при необходимости для передач роликовой цепью цШ1п = ^, зубчатой Mmin =
~ 12 •' 15’
Инструкция ЭНИМС рекомендует выбирать значения — в пределах от 1 до 7,1
из ряда чисел по Н11-1 с знаменателем ф= 1,12, т. е. 1—1,12 — 1,25 — 1,4—1,6
236
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
и т. д., наименьшие числа зубьев zmin и числа зубьев малых звездочек сле-
дующим образом:
Тип цепи Значение zmjn при шаге цепи t в мм
12,7 15,88 19,05 25,4 31,75 38,1 41,27 50,8
Роликовые цепи . . . 11 13 13 15 16 18 18 18
Зубчатые цепи . . . 16 18 18 20 20 — — —
Тип цепи Значения *im]n при передаточном числе
1—1,4 1,6-2 2,24-2,8 3,15-4 4,5-5 5,6 6,3 7,1
Роликовые цепи . . . 32 28 25 22 20 18 16 15
Зубчатые цепи . . . 40 35 32 28 25 22 20 18
В. Материалы звездочек. Технические условия
Цепи приобретаются, как правило, на стороне, звездочки же изготовляются
станкозаводом. Материал для звездочек выбирается в соответствии с условиями
работы их, аналогично зубчатым колесам, причем основным является требование
достаточно высокой износостойкости. При скоростях цепи примерно до 3—4 м[сск
большие звездочки можно изготовлять из чугуна СЧ 28-48 или СЧ 24-44 (ГОСТ
1412-48). При более высоких скоростях можно изготовлять звездочки из моди-
фицированного чугуна. Наиболее подходящим материалом являются цементуемые
стали; зубчатый венец звездочки подвергается цементации и закалке с последую-
щим отпуском. Малые звездочки экономичнее изготовлять из стали, независимо от
условий работы; холостые звездочки, натяжные и оттяжные, изготовляют из тех же
Фиг. 224.
делах от 0° до
или близкого к
сталей, что и рабочие, а нередко и из
чугуна.
Для звездочек сохраняют силу тех-
нические условия, принятые для зубча-
тых колес аналогичного назначения
(см. § 33, п. Г).
Звездочки быстроходных передач
целесообразно балансировать.
Г. Расположение цепной передачи
Следует по возможности избегать
вертикального расположения цепной
передачи. Лучше всего, если угол на-
клона цепи к горизонту лежит в пре-
однако, нельзя избежать вертикального
привода
примерно 50—60°. Если,
нему расположения передачи, то при конструировании
необходимо предусмотреть возможность регулирования натяжения цепи (см. ниже).
В подобных передачах меньшую звездочку целесообразнее располагать внизу.
Во всех случаях необходимо, чтобы провисание ненатянутой (ведомой) ветви
цепи не грозило защемлением звеньев на звездочке, что может привести к разрыву
цепи. Эта опасность, особенно угрожающая передаче при малых диаметрах звез-
дочек, предотвращается расположением холостой ветви снизу (ср. схемы на
фиг. 224, а и б), а если это невозможно — применением роликов, холостых звез-
дочек или колодок, поддерживающих провисающую ветвь снизу вблизи того места,
где можно ожидать защемления звеньев.
Цепные передачи
237
Д. Конструкции звездочек
Фиг. 225-
конструктивные решения,
той же цели при приводе
Наиболее обычные формы звездочек показаны на фиг. 225. Звездочки по
фиг. 225,а с односторонней втулкой и по фиг. 225,5 с двухсторонней втулкой
изготовляют из стали или чугуна; у звездочек по фиг. 225, в зубчатый венец
стальной, а фланцевая втулка чугунная или из простой поделочной стали. Последняя
конструкция выгодна тем, что при замене изношенного зубчатого венца втулка
сохраняется. Размеры втулок звездочек выбираются
примерно такими же, как у зубчатых колес.
Иногда приходится по необходимости прибегать
к более сложным формам звездочек.
Для примера на фиг. 226 представлен разрез по
шпинделю ведущего круга бесцентровошлифовального
станка. Видны конструкции натяжной и шпиндельной
звездочек. Последняя сидит на шлицевой шейке шпин-
деля, но вращается в отдельных шарикоподшипниках,
монтированных в расточке корпуса бабки ведущего
круга. Благодаря такому устройству шпиндель пол-
ностью разгружен от натяжения цепи. Другой пример
приведен на фиг. 416. Для разгрузки шпинделей или
валов, приводимых посредством цепной передачи, от
деформаций и напряжений изгиба возможны и другие
совершенно аналогичные тем, которые применяются для
Фиг. 226.
Профиль зуба звездочки для зубчатой цепи — прлмобочный, соответственно
контуру звена такой цепи (фиг. 227). Угловые параметры зуба вполне опреде-
ляются углом f звена и числом z зубьев звездочки: как видно из фиг. 227, угол
профиля зуба
8 = 2(|=
угол впадины
238
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
Из того же чертежа: диаметр делительной окружности da ——, где t —
sin-------------------------------------------------------------
z
шаг цепи.
Диаметр De окружности выступов принимают несколько меньшим диаметра dd;
гу j 180° , , 180°
чаще всего De= dd- cos —— = г-ctg ——.
Высота зуба сообразуется с размерами звена цепи и находится построением
или принимается равной:
12,70 15,88 19,05 25,40 31,75 38,10
8 9,5 11 14,5 19 22
при шаге цепи t в мм..........
высота h в мм около.............
Форма зуба в диамет-
ральном сечении звездочки
сообразуется с размерами,
числом рядов цепи и поло-
жением направляющих пла-
стинок — с боков или в се-
редине.
Профиль зуба звездо-
чек для роликовых цепей,
форма зуба в диаметральном
сечении звездочки, а также
все основные размеры этих
звездочек стандартизованы
ГОСТ 591-41, которым и
следует пользоваться при
проектировании этих дета-
лей. Посадки и способы крепления звездочек одинаковы с теми, которые при-
няты для зубчатых колес (см. стр. 256).
Е. Устройства для натяжения цепи
Валы звездочек цепных передач станков могут быть часто расположены так,
что в специальном натяжном устройстве нет надобности. В передачах от электро-
двигателя натяжение цепи регулируется так же, как ремней — с помощью натяж-
ных салазок или качающейся плиты двигателя. В передачах между неподвижными
валами расстояние между осями последних рассчитывается таким образом, чтобы
получалось желаемое натяжение цепи. В других случаях, а также в передачах на
два или на несколько параллельных валов применяют с целью увеличения углов
обхвата натяжные звездочки, которые надо ставить на ведомой ветви цепи.
В передачах роликовыми цепями зубья натяжных звездочек ничем не отли-
чаются от зубьев рабочих цепных колес. В случае применения зубчатых цепей
звездочка с зубьями нормальной формы может быть расположена лишь с внутрен-
ней стороны цепи, т. е. работать как оттяжная (см. фиг. 228, механизм натяже-
ния бесшумной цепи коробки передач автомата модели 123). Если же по условиям
передачи необходимо, чтобы звездочка прижималась к наружной поверхности цепи,
то зубчатая цепь обычной конструкции должна быть заменена двухсторонней.
Зубья рабочих и натяжных звездочек при этом одинаковы и имеют почти тре-
угольную форму, причем ширина впадины по необходимости значительно больше
толщины зуба.
Роликовая цепь должна огибать натяжную звездочку на дуге не менее 5/, зуб-
чатая — на дуге не менее 3/, где t — шаг цепи. Натяжение достигается такими же
способами, как в ременных передачах с натяжными роликами, чаще всего с помощью
пружинных звездочек. Вариант конструкции натяжного устройства для роликовой
Цепные передачи 239
Фиг. 228.
Фиг. 229.
240
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
цепи (трехрядной) представлен на фиг. 229 (деталь привода четырехшпиндельного
токарного автомата модели 123), не требующей пояснений.
Так же как натяжные ролики ременных передач, натяжные звездочки обычно
монтируют на подшипниках качения. П0„в
Вместо натяжных звездочек в цепных передачах станков применяют иногда
натяжные ролики (фиг. 230) или колодки (башмаки), по которым цепь скользит.
Ж. Смазка цепных передач
Срок службы цепи зависит в большой степени от того, насколько рационально
устроена ее смазка, так как иначе шарниры цепи быстро срабатываются, и ее шаг
чрезмерно увеличивается. Износ шарниров является именно той причиной, которая
делает цепь не пригодной для дальнейшей работы.
Смазка должна подаваться по возможности на внутреннюю сторону ведомой
ветви. При скорости цепи v < 2,5 м!сек достаточна периодическая смазка, при
v xz 2,5-7-4,5 м[сек необходима по меньшей мере капельная смазка (на каждые
70 — 80 мм ширины цепи одна маслоподающая трубка). При еще больших ско-
ростях цепь должна либо работать в масляной ванне, для чего передача окру-
жается маслонепроницаемым кожухом из мягкой листовой стали толщиной 1,5—
2,5 мм (реже—литым из чугуна или легкого сплава), либо смазываться непрерыв-
ной струей масла, подаваемого насосом на внутреннюю поверхность цепи.
§ 33. ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ В СТАНКАХ
Зубчатые передачи используются в станках для осуществления кинематической
связи между отдельными элементами станка, для изменения по величине и по на-
правлению скоростей движения различных частей его и для преобразования пере-
даваемых усилий и крутящих моментов. Общие тенденции современного станко-
строения— специализация станков, расчленение кинематической схемы на отдельные
сравнительно короткие цепи, приводимые от индивидуальных электродвигателей,
и все более широкое применение бесступенчатого регулирования скоростей и
подач — несколько уменьшили в последние годы роль зубчатых передач в
станках. Можно отметить даже попытки создания станков, механизмы которых не
содержали бы ни одного зубчатого колеса. Однако такие конструктивные решения
далеко не всегда являются удачными и эксплоатационно надежными. Поэтому зуб-
чатые передачи остаются очень важным и наиболее распространенным элементом
кинематических цепей станков. Особенно прочные позиции занимает зубчатая пере-
дача в тех станках, где необходимо строго постоянное отношение между споро-
Зубчатые передачи 2Л1
стями движения отдельных элементов (резьбонарезные и зубообрабатывающке
станки), хотя и в этой области применения зубчатых пер. дач наблюдается тещ-н-
ция к замене их или по крайней мере к сокращпию их числа за счет исыт.зо-
вания передач других типов, например эталонных ходовых винтов или кулачно-
рычажной передачи. Попытки использования электрического вала для точной
синхронизации работы двух узлов станков пока еще не вышли из сталии опытов.
Особую роль играют зубчатые передачи в эпициклических механизмах, приме-
няемых в самых разнообразных станках для различных целей.
А. Достоинства и недостатки зубчатых передач. Применение их в станках
К числу специфических достоинств зубчатых передач, обусловивших широкое
использование их в станках, относятся:
1. Возможность передачи движения между двумя не слишком удаленным:! валами
посредством одной лишь пары зубчатых колес при произвольном относительном
расположении валов, когда оси последних параллельны, пер секаются или скре-
щиваются. Благодаря этому при любом числе валов в кинематической схеме и
любом расположении их они могут быть взаимно связаны посредством одних лишь
зубчатых передач.
2. Постоянство передаточного числа, которое зависит лишь от чисел зубьев
сопряженных колес. Следовательно, при постоянной угловой скорости ведущей
шестерни будет постоянной также и угловая ско; ость ведомого колеса. Этим свой-
ством не обладают ни цепная, ни в особенности ременная передача, которые по-
этому не могут заменить зубчатых передач в механизмах, связывающих, например,
шпиндель резбонар зного станка с механизмом подачи, или в механизмах обкатки
зуборезных станков.
3. Возможность преобразования вращательного движения как во вращательное,
так и в прямолинейное, а равно прямолинейного движения во вращательное с по-
мощью лишь одной пары зубчатых колес или одного зубчатого колеса и рейки.
4. Удобство изменения скоростей ведомых элементов как по величине, так и
по направлению при неизменной скорости ведущего элемента путем различных
переключений зубчатых передач кинематической схемы, что обеспечивает высокую
эксплуатационную приспособляемость („гибкость") станка. Последняя особенно
велика при применении сменных зубчатых колес в цепях настройки.
5 Возможность передачи усилий и крутящих моментов практически любой
величины.
Зубчатые передачи не свободны и от недостатков, из которых существенными
для применения этих передач в станках являются:
1. Недостаточная для некоторых целей плавность работы зубчатой передачи.
Это относится главным образом к прямозубым колесам. По этой причине во мно-
гих станках для чистовой обработки и отделки шпиндель предпочитают приводить,
как уже указывалось выше (см. § 31), посредством ременной передачи, которая
в большей степени обеспечивает спокойное вращение шпинделя и, как следствие
этого, лучшую степень чистоты обработанной поверхности.
Значительно совершеннее в этом отношении колеса с винтовыми, криволиней-
ными или шевронными зубьями, которые поэтому и применяются по крайней мере
в последней передаче к шпинделю чистовых и отделочных станков, если примене-
ние ременной передачи оказывается почему-либо неудобным.
Привод шпинделя станков для очень чистой обработки поверхностей через
большое число зубчатых передач (как это еде ано, например, в новой английской
модели станка Свифт-Сентиьел, предназначенной для алмазной обточки алюм .ниевых
пи шндров) должен быть признан неудачным, так как он не позволя т получить
высокую чистоту обработанной иовтрхпости. Для предка .тельной обработки, а
тем более для обдирочной, плавност ь работы прямозубой передачи нормальной для
станкостроения точности вполне достаючна, так как следы. < ставшиеся на поверх-
ности заготовки (волны, рябь и пр.), снимаются на следующих операц ях.
16 Ачеркан 13S6
242 Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
2. Сложность технологии изготовления зубчатых передач, удовлетворяющих
требованиям современного станкостроения.
Производство цепных звездочек, а особенно шкивов значительно проще и не
требует дорогих отделочных операций на специальном оборудовании, характерном
для зубообрабатывающих цехов современных машиностроительных заводов. Также
и сборка ременных и цепных передач проще.
3. При большом удалении валов друг от друга для взаимной связи их одной
пары зубчатых колес обычно недостаточно — передача получилась бы чрезмерно
громоздкой. В подобных случаях приходится прибегать к промежуточным переда-
чам или к паразитным колесам, следовательно, усложнять конструкцию станка и
мириться с некоторым понижением к. п. д. передачи. Ременная и цепная передачи
позволяют связать два вала одной гибкой связью также при большом расстоянии
между осями валов.
4. Зубчатые передачи работают не вполне бесшумно. При большом количестве
их в механизмах станка шум этих передач становится фактором, пренебрегать
которым нельзя. Шум может быть значительно ослаблен при условии отказа от
прямозубых цилиндрических и особенно конических колес, при применении рацио-
нальной технологии изготовления передач (точное нарезание; отделка зубьев,
обкатка собранных передач и т. п.) и надлежащей смл 'ке их во время работы.
5. При применении передач цилиндрическими колесами с винтовым зубом и
коническими колесами с зубьями любой формы валы, несущие такие колеса, испы-
тывают осевые усилия, которые нередко достигают настолько большой величины,
что для воспринятая их необходимы отдельные упорные подшипники. Кроме того,
путем соответствующих конструктивных мероприятий должна быть предупреждена,
как правило, возможность смещения колеса вдоль вала под действием осевого
усилия.
При шевронной форме зуба осевые усилия на симметричные половины зуба,
как известно, взаимно уравновешиваются. Однако широкое применение шевронных
колес в станках пока еще затрудняется причинами, указанными н"же.
Зубчатые передачи применяются в кинематических цепях всех назначений —
главного движ ния, подач, в делительных механизмах, а также в цепях управления.
Особый случай представляет конструирование зубчатых колес шестеренных на-
сосов гидроприводов, насосов смазки и охлаждения.
Отмеченные особенности зубчатых передач определяют применимость их в каждом
конкретном случае.
Б. Типы зубчатых передач, применяемых в станках
В механизмах станков находят применение зубчатые передачи всех типов,
используемых в современном машиностроении.
Передача вращения между параллельными валами производится посред-
ством цилиндрических колес с прямыми, косыми (винтовыми) или шеврон-
ными зубьями. Прямозубые колеса значительно уступают косозубым и шевронным
в отношении плавности работы и бесшумности, но обладают тем преимуществом,
что их можно легко вводить в зацепление с сопряженным колесом или выводить
из него путем перемещения вдоль вала. Для шевронных колес это невозможно,
а для косозубых хотя и возможно, но связано с осложнением обработки шлице-
вого валика (винтовые шлицы), которая должна быть выполнена с очень высокой
точностью, чтобы передвижение колеса не требовало чрезмерного усилия. Указанное
преимущество прямозубых колес обеспечило им преобладающее положение в меха-
низмах типа многоступенчатых редукторов — коробках скоростей, коробках подач
ит. п. — с изменением скоростей посредством передвижения зубчатых колес вдоль
валиков.
Прямозубые колеса используются также в тихоходных и в менее ответственных
передачах, к плавности работы которых не предъявляют высоких требований.
В ответе!венных передачах, сопряженные колеса которых находятся в постоян-
ном зацеплении, целесообразно применять косозубые, а еще лучше шевронные
Зубчатые передачи
243
колеса; последние особенно желательны для передачи больших окружных усилий.
Для изготовления шевронных колес с цельным зубом необходимы, однако, спе-
циальные станки; поэтому иногда по необходимости прибегают к замене шеврон-
ной передачи двумя косозубыми, различающимися лишь направлением винтовой
линии зуба (см. также привод холодной пилы на фиг. 231). Что касается косо-
зубых колес, то их можно нарезать на
вубофрезерных станках нормального типа
или на зубодолбежных косозубыми долбя-
ками при наличии направляющих кулаков.
Высокая плавность работы косозубых
и шевронных передач обусловлена глав-
ным образом тем, что полный коэфициент
перекрытия больше, чем у прямозубой
передачи с теми же параметрами. Так
как этот коэфициент тем больше при про-
чих одинаковых условиях, чем больше
угол В наклона винтовой линии (угол спи-
рали) зуба, то для ответственных пере-
дач выгодно принимать угол {3 большим.
При назначении величины угла [3 необ-
ходимо, однако, учитывать следующие
обстоятельства: 1) осевое усилие Ра при
передаче косозубыми колесами возрастает
( величиной угла |3, так как Ра ~ Р-tg [3,
где Р — передаваемое окружное усилие;
2) если колесо вреде юит нарезать на зу-
бололбежном станке, то величина угла
должна быть по возможности сообразо-
вана с имеющимся при станке набором
винтовых направляющих кулаков и имею-
щимся инструментом, так как шаг зубьев
нарезаемого колеса зависит от шага этих
Закрепление пильного диско
Фиг. 231.
кулаков и от отношения числа зубьев колеса к числу зубьев долбяка. Иначе
пришлось бы часто изготовлять специальные кулаки.
От последнего требования приходится отступать, когда величина угла наклона
зуба обусловлена особыми соображениями и поэтому не может быть выбрана
произвольно (пример — коробки подач резьбонарезных и винторезных станков).
При применении косозубых или шевронных передач в механизмах типа коробок
скоростей и т. п. все сопряженные колеса с косыми или с шевронными зубьями
постоянно сцеплены, а переключения производятся посредством муфт. На фиг. 232
показаны для примера основные механизмы токарно-винторезного станка; все
колеса коробки скоростей, дающей 16 ступеней скорости шпинделя, здесь—
шевронные, колеса коробки подач и фартука — прямозубые.
В очень многих конструкциях коробок скоростей с целью избежать сцепных
муфт, а отчасти—уменьшить износ зубьев при постоянном сцеплении их предпочи-
тают производить переключения путем передвижения блоков и отдельных зубчатых
колес. В подобных случаях косыми зубьями снабжают лишь колеса последней
передачи к шпинделю. Это позволяет достигнуть более плавного вращения шпин-
деля, что особенно важно на высоких оборотах его. Кроме того, при правильно
выбранном направлении винтовой линии зуба шпиндельного колеса осевое давле-
ние на шпиндель во время резания (давление подачи) частично уравновешивается
осевым давлением, обусловленным наклоном зуба; следовательно, облегчается конст-
рукция упорною подшипника. В качестве примеров подобного конструктивного реше-
ния можно указать на привод шпинделя многих токарных станков (например, 1Д62,
1Д62М. 1А62 — обе шпиндельные передачи, 1Д63, 1Д64), фрезерных (фиг. 233, при-
вод шпинделей продольно-фрезерного станка), привод стола карусельных станков.
244
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
Аналогичный эффект достигается применением косозубых колеса и рейки в при-
воде стола продольно-строгальных станков (см. § 56).
Следует отметить все большее распросгранение косозубых сменных колес для
настройки станк в.
Цилиндрические зубчатые передачи с внутренним зацеплением имеют в станках
ограниченное применение. Они использую гея главным образом в тяжелых центро-
вых токарных станках для привода гга низких числах оборотов планшайбы, которая
снабжена для этого внутренним зубчатым
венцом (фиг. 234, коробка скоростей токарно-
винторезного станка модели 1Д65) и в приводе
планшайбы карусельных, токарно-лобовых и
колесо-токарных станков (см. фигуры в § 36).
Передачи этого рода выполняются как с ко-
сыми, так и с прямыми зубьями. Прямозубые
колеса в этих случаях необходимы, если
шестерня должна выводиться из зацепления
с внутренним зубчатым венцом путем ее осе-
вого перемещения вдоль валика или вместе с
ним, как эго имеет, например, место в кон-
струкции, изображенной на фиг. 234.
Конические зубчатые колеса при-
меняются в станках главным образом для пере-
дачи вращения между валами, оси которых пересекаются, а также в реверсивных
механизмах и диференциалах. Наряду с прямозубыми коническими колесами,
пока еще более распространенными в станках, с каждым годом получают все
большее применение в станках новых моделей передачи, составленные из
непрямозубых конических колес. Хорошо известные преимущества таких передач
перед прямозубыми коническими делают возможным применение их в передачах
на шпиндель (см., например, фиг. 235, передняя бабка токарного многорезцового
Зубчатые передачи
245
полуавтомата модели 1730). Аналогичная конструкция используется во многих,
ваточных станках.
Преимуществами конических передач с криволинейными зубьями являются
также относительно меньший и более равномерный износ благодаря более благо-
приятным условиям работы со |ряженных венцов, возможность осуществления
передаточных отношений более низких, чем при прямых зубьях, большая проч-
ность и меньшие колебания передаточного числа при одинаковых погрешностях
изготовления.
Фиг. 235.
С другой стороны, недостатками этих передач по сравнению с прямозубыми
являются несколько большая сложность технологии производства их и нередко
очень большие осевые давления. При реверсировании передачи коническими колесами
с криволинейными зубьями изменяется не только величина, но также — в отличие
от прямозубых конических передач — и направление осевых давлений. Это ослож-
няет конструкцию опор соответствующих валов и фиксирование колес в осевом
направлении. Однако преимущества конических передач с криволинейными зубьями
настолько перевешивают их недостатки, что для всех ответственных случаев и
особенно при передаче больших усилий и при высоких окружных скоростях сле-
дует пользоваться по возможности только такими передачами.
Боковая линия криволинейного зуба на делительном конусе имеет форму, зави-
сящую от метода нарезания зубчатого колеса. Из разнообразных существующих
246
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
ъ настоящее время форм таких зубьев в нашем станкостроении применяются
преимущественно так называемые круговые (дуговые) спиральные зубья, боковая
линия которых имеет на плоском колесе форму дуги окружности, и значительно
реже паллоидные зубья с эвольвентой окружности в качестве боковой линии зуба
на плоском колесе.
В последнее время в ЭНИМС разработаны спиральнозубые („радиально-спи-
ральные") конические колеса новой конструкции (см. [11], [12]), которые отли-
чаются от обычных спиральнозубых колес с круговыми зубьями (зубьями Глисона)
тем, что не имеют того большого осевого давления, которое характерно для ко-
нических колес последнего вида и является большим недостатком их. Также и у
конических колес ЭНИМС (предложены канд. техн, наук А. Л. Лащавером) боко-
вая линия зуба производящего колеса имеет форму дуги окружности, но угол
Поперечные сечения
зуба ппосшо колеса
Фиг. 236.
колес обычного
спирали линии зуба на малом диаметре колеса равен нулю (т. е.
касательная к линии зуба в этой точке его проходит через ось
колеса), а на середине ширины венца угол спирали линии зуба
лежит в пределах 3 — 8°. Благодаря этому осевое давление в пере-
даче коническими колесами ЭНИМС не превышает 10—15°/0 осе-
вого давления в спиральнозубых конических передачах с обычным
углом спирали 35° посредине боковой линии зуба. Благодаря
такому малому осевому давлению влияние знакопеременное™ его
при реверсировании зубчатой передачи, составленной из кониче-
ских колес нового вида, незначительно.
Спиральнозубые конические колеса ЭНИМС имеют еще и то
преимущество, что для изготовления их не требуется специальное
оборудование: нарезание их производится на тех же станках,
которые применяются для нарезания спиральнозубых конических
вида (модели 5А27, 528, 5А23, 5П28А и подобные им). Точно
так же шлифование и притирку колес ЭНИМС можно производить теми же ин-
струментами и теми способами, какие применяются для отделки конических колес
с большими углами спирали круговых зубьев.
При проектировании нового станка выбор формы боковой линии криволиней-
ного зуба колес конической передачи определяется не столько особенностями
различных форм зубьев—все они имеют свои достоинства и недостатки,—сколько
имеющимся на данном заводе оборудованием. Если конструктор не связан этим
обстоятельством, то необходимо руководствоваться типажом станков отечествен-
ного производства.
В одном из зубострогальных станков фирмы Феллоуз (модель № 30) каждая
из 14 передач между пересекающимися валами составлена из цилиндрической
прямозубой шестерни и плоского колеса с зубьями специальной формы, нарезан-
ными на зубодолбежном станке обычным прямозубым долбяком (фиг. 236). Судя
по успешному применению таких цилиндро-лобовых (пилиндро-конических) передач
в указанном станке и в некоторых других машинах, они пригодны для передачи
малых усилий, например, в механизмах обкатки зуборезных станков, в механизмах
быстрых перемещений, управления и т. п. Для значительных усилий и крутящих
моментов эти передачи не годятся.
Основное преимущество цилиндро-лобовой передачи перед обычной кониче-
ской— более низкая стоимость, так как одно из колес передачи — цилиндриче-
ское, а расход времени на нарезание зубьев плоского колеса на зубодолбежном
станке меньше, чем на нарезание зубьев конического колеса тех же размеров.
Необходимо подчеркнуть здесь, что цилиндро-лобовые передачи применял
в своих копировал!,но-токарных и других станках А. К. Нартов (см. фиг. 7 на
стр. 14) по меньшей мере на 220—230 лет раньше фирмы Феллоуз.
При передаче движения коническими зубчатыми колесами между парой валов,
оси которых пересекаются, необходимо обеспечить правильное относительное
положение начальных конусов передачи, т. е. совпадение общих образующих и
совпадение вершин этих конусов. Первое достигается точной обработкой обоих
Зубчатые передачи
247
колес и точной сборкой всей передачи: угол между осями валов должен быть
равен полусумме углов при вершинах начальных конусов. Совпадение же этих
вершин достигается обычно применением шайб, подкладываемых под торцы обоях
колес (см,-фигуры гл. VII). При сборке обе шайбы подшлифовывают настолько,
чтобы вершины обоих начальных конусов совпали с точкой пересечения осей валов
передачи. Значительно реже применяют устройства, позволяющие обойтись без
таких шайб.
Передача вращения между двумя валами, оси которых скрещиваются,
всегда может быть осуществлена посредством сочетания цилиндрических и кони-
ческих зубчатых передач. В станках именно этим способом разрешается в боль-
шинстве случаев указанная задача, если расстояние между валами достаточно велико.
При небольшом расстоянии между валами движение может передаваться посредством
винтовых или гипоидных зубчатых колес либо червячной пары. Изуче-
ние конструкций станков современных моделей показывает, что предпочтение
отдается обычно червячной передаче даже в тех случаях, когда требуемое пере-
даточное отношение велико, несмотря на трудности, связанные с изготовлением
многозаходных червяков и сопряженных с ними колес. Это объясняется недостат-
ками винтовых и гипоидных колес: касанием боковых поверхностей сопряженных
зубьев по очень небольшой площадке (начальное касание в одной точке) и боль-
шим относительным скольжением вдоль этих поверхностей, что неблагоприятно
влияет на .долговечность и к. п. д. передачи.
Эти причины не позволяют пока применять колеса обоих типов для передачи
значительных усилий; поэтому они используются в станках лишь в кинематических
цепях вспомогательных движений, например, в механизмах быстрых холостых ходов,
в цепях управления, устройствах для подачи прутков в некоторых автоматах
и г. п. Реже встречаются они в механизмах подач зуборезных, решбофрезерных,
шлифовальных и немногих других станков. Возможность применения зубчатой
винтовой или гипоидной передачи должна быть проверена расчетом. При мощностях
больших примерно 3—4 кет они в станках, как правило, не применяются вследствие
чрезмерно быстрого срабатывания зубьев. С другой стороны, несомненным
преимуществом зубчатых винтовых и гипоидных передач перед коническими является
то. что колеса названных передач могут быть расположены каждое между двумя
опорами, тогда как при передаче между пересекающимися валами по крайней мере
одно из конических колес должно быть закреплено консольно.
Зубчатые колеса эллиптические и неполнозубые используются в станках очень
редко лишь для целей, указанных в дальнейшем (см. § 64).
Передачи посредством зубчатого колеса и рейки подробнее рассмотрены в § 56.
В. Материалы зубчатых колес, применяемые в станкостроении
В качестве материалов для изготовления зубчатых колес станков применяются
главным образом чугун и конструкционные стали, значительно реже бронза, сталь-
ное литье, слоистые пластмассы.
Выбор материала, наиболее подходящего технически и экономически для изго-
товления колеса при заданных условиях его работы (окружное усилие, окружная
скорость, периодичность, длительность рабочих периодов и пауз, работа с ударами
пли без них), определяется требованиями прочности, а особенно износостойкости
колеса, которые зависят в сильной степени также от термообработки материала.
При назначении марки материала, из которого должно быть изготовлено зуб-
чатое колесо, нужно руководствоваться следующими общими соображениями:
а) Не применять без крайней необходимости, доказанной расчетом или опытом,,
материалы, в состав которых входят дефицитные элементы, в частности не при-
менять бронз, особенно оловянистых, и сталей, легированных никелем, молибде-
ном, ванадием. В большинстве случаев требуемые качества зубчатого колеса можно>
обеспечить правильно выбранной термообработкой среднеуглеродистых и хромистых
сталей.
248 Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
б) ;1.1я и готовления всех зубчатых колес проектируемого станка пользоваться
чугуном одш го сорта и сталью не более чем трех-четырех различных марок,
чтобы не осложнять производства. Возможность этого вполне подтверждается
практикой нашею станкостроения.
в) Назначать следует лишь металлы тех марок, которые предусмотрены дей-
ствующими ГОСТ и ОСТ, руководствуясь суженным сортаментом сталей, принятым
в нормали станкостроения МТ 11-1 (изд. 1951 г.).
В ктношенни применения различных материалов для изготовления зубчатых
колес могут быть даны следующие общие указания:
1, Чугун. Вследствие малой прочности на изгиб и при ударах и низкой
износостойкости обыкновенный (нелегированный) чугун целесообразно применять
для сравнительно легко нагруженных и работающих без ударов колес при окруж-
ных скоростях не свыше примерно 6 м/сек. Если это условие выполняется, но
усилие, действ; ющее на зуб, велико, то необходим большой модуль, и там, где
это конструктивно возможно, чугуны СЧ 18-36 до СЧ 28-48 (ГОСТ 1412-48) явля-
ются вполне подходящим материалом для изготовления зубчатого колеса, так же
как для всех колес, передающих небольшие усилия при малых окружных скоростях.
Поэтому из чугуна изготовляют зубчатые венцы медленно вращающихся столов
и планшайб большого диаметра, например, карусельных, лоботокарных, барабанно-
фрезе. ных станков, большие колеса реечного привода продольно-строгальных
станков, иногда большие шпиндельные колеса токарных станков, а также многие
слабо нагруженные колеса механизмов подач.
Из таких же чугунов изготовляют нередко также сменные зубчатые колеса
механизмов подач и обкатки, участвующие в работе станка лишь периодически
и поэтому меньше срабатывающиеся.
Хорошим материалом для изготовления зубчатых колес является во многих случаях
модифицированный чугун марки МСЧ 28-48 или МСЧ 35-56 по ГОСТ 2611-44.
2 Стали конструкционные углеродистые и легированные являются основным
материалом, из которого изготовляется подавляющее большинство зубчатых колес
современных станков. Объясняется это тем, что выбором соответствующего хими-
ческого состава стали и термической обработки ее можно обеспечить надежную и
длительную работу зубчатого колеса практически в любых условиях. Этот выбор
определяется главным образом статическими и динамическими напряжениями, удель-
ным давлением на рабочей поверхности зубьев, окружной скоростью и требуемой
долговечностью колеса, а отчасти размерами и конфигурацией колеса, поскольку
они влияют на выбор процесса термообработки. Решение указанного вопроса часто
бывает не однозначным; в подобных случаях следует отдавать предпочтение неле-
гир>. ванным сталям перед легированными, а из легированных — хромистым.
.Марочник конструкционных сталей станкостроения" (ЭНИМС, 1947) рекомендует
в качестве основных марок:
а) сталь 45 с закалкой и высоким отпуском до твердости Нб — 230 —260
для зубчатых колес, работающих с окружными скоростями примерно до 1 м/сек
при средних удельных давлениях на рабочей поверхности зуба, и ту же сталь
с закалкой после нагрева токами высокой частоты и последующим отпуском до
твердости Rc = 50-4-58 для колес, к которым предъявляются требования высокой
поверхностной твердости зубьев при минимальной деформации (нешлифуемые
колеса);
б) сталь 50Г2 (с повышенным содержанием Мп) в нормализованном состоянии
для мал тттгружгнлых колес, с закалкой и с отпуском до /?с= 28-4-35— для
средненагруж< иных ко .ес тяжелых станков;
в) сталь 2LX с цементацией, закалкой и отпуском до 7?с = 56-4-62 для зуб-
чатых колес, рабо>ающмх с большими окружными скоростями при средних удель-
ных давлениях и наличии ударных нагрузок, когда требуется, следовательно,
твердая, износостойкая поверхность и вязкая сердцевина зубьев;
г) сталь 40Х с закалкой и высоким отпуском до Нц = 230 4-260 для колес,
,работающих с небольшими окружными скоростями при средних давлениях; ту же
Зубчатые передачи 249!
сталь с закалкой и отпуском до А>с = 40-;-50 при средних окружных скоростях
и небольших ударных нагрузках, с цианированием или жидкостной цементацией,
закалкой и отпуском до 7?с = 48-7-53— при больших окружных скоростях и не-
больших ударных нагрузках (требуются высокая изн >состойкосгь и большая
прочность), с закалкой после нагрева токами высокой частоты и отпуском до
А?с = 48 т-58 — при тех же условиях работы, если необходима, кроме того, ми-
нимальная деформация при термообработке;
д) стали ряда марок, легированные никелем и другими элементами, с различной
термообработкой для наиболее ответственных зубчатых колес.
Правильность намеченного выбора марки стали и ее термической обработки
(закалка с нагревом токами высокой частоты или кислородно-ацетиленовым пла-
менем, цементация, нитроцементация, цианирование, азотирование и т. д.) прове-
ряются путем расчета зубчатого колеса на прочность и износостойкость.
Наибольшее распространение в станках отечественного производства имеют
стали 45, 20Х и 40Х, в меньшей степени — 40ХН и 12ХНЗ; из стали последней
марки изготовляют, в частности, колеса шестеренных насосов при малых числах,
вубьев (д=9-т-14).
3. Стальное литье. Литые из стали зубчатые колеса встречаются в стан-
ках редко. Такие колеса применяют, например, если колесо должно составлять
одно целое со шпинделем, если притом крепление на шпонках невозможно, а по-
ковка была бы слишком дорогой. Недостатки таких колес — грубость литья,
а главное — необходимость в сложной термообработке для снятия внутренних
напряжений и получения удовлетворительной микроструктуры и достаточно высо-
ких механических качеств. Нужно, кроме того, иметь в виду сравнительно боль-
шой брак фасонного стального литья при сложной форме отливки.
4. Бронзы. Из бронзы часто изготовляют винтовое колесо, работающее
в паре со стальным, с целью уменьшения потерь от трения скольжения вдоль
вубьев. Обычно бронзовым делают более тихоходное колесо винтовой передачи.
В некоторых станках встречаются цилиндрические зубчатые колеса из бронзы
в передаче от приводного электродвигателя и бронзовые конические колеса при
прямых зубьях и малом числе их. Во всех передачах колесо из бронзы работает
в паре со стальным, чугунным или изготовленным из пластмассы.
Наиболее распространены в указанном применении бронзы марок ОЦС 6-6-3
и БАЖ9-4, а в наиболее ответственных случаях — также оловянистые бронзы
фосфористые типа Бр. ОФ 10-1 и цинковые типа Бр. ОЦ 10-2.
При проектировании новых станков необходимо, как уже указывалось, избе-
гать назначения бронзы для изготовления зубчатых колес, что почти всегда воз-
можно.
5. Пластические массы. С целью уменьшения шума, производимого
зубчатыми передачами, в станках применяют, где это возможно, колеса из неме-
таллических материалов в сопряжении с металлическим колесом. Наиболее при-
годны для указанной цели слоистые пластмассы типа текстолитов с основой из
ткани или типа лигнолитов с основой из листов тонкой древесины (фанерного
шпона). Реже применяются для изготовления зубчатых колес станков пластмассы,
в которых ткань заменена плотной бумагой и которые поэтому обладают более
низкими механическими качествами.
Наряду со способностью хорошо воспринимать удары основные достоинства
зубчашх колес из слоистых пластмасс заключаются в плавности и бесшумности
работы, а также в хорошей способности заглушать вибрации. Благодаря этому
такие колеса особенно уместны при высоких окружных скоростях — до 40—
50м/сек. В станках они применяются главным образом как ведущие шестерни
в передачах от электродвигателей, в качестве паразитных колес, в механизмах подач,
в распределительных механизмах автоматов и т. п., редко в качестве сменных
колес.
Опыт эксплуатации их показывает, что, несмотря на малую твердость, тексто-
литовые колеса, работающие в зацеплении с металлическим^ изнашиц&ются не-
'250 Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
зпачитель1 о, если правильно выбраны их размеры. Материал колеса, сопряжен-
ного с текстолитовым, должен обладать твердостью не ниже Нр = 200 -4- 220
(закаленная сталь, твердый чугун).
Зубчатые колеса, изготовленные из пластмасс, работают одинаково хороню
в цилиндрических и конических передачах и могут иметь прямые или криволи-
нейные зубья. От металлических зубчатых колес они отличаются некоторыми кон-
структивными особенностями (см. стр. 255).
Г. Технические условия на зубчатые передачи станков
Зубчатые передачи станков должны удовлетворять требованиям достаточной
долговечности, следовательно, прочности и износостойкости, и одновременно тре-
бованиям точности и плавности работы. Первое требование удовлетворяется над-
лежащим выбором материалов колес передачи и их термической обработки, пра-
вильность которого проверяется расчетом. Необходимые точность и плавность
работы зубчатой передачи зависят от ее назначения в станке; поэтому они часто
совершенно различны для разных передач одного и того же станка и достигаются
соответствующей обработкой колес и сборкой передач. Для получения особо высо-
кой точности и плавности работы передачи требуется иногда специальная техно-
логия изготовления составляющих ее зубчатых колес.
Предельные отклонения и допуски элементов зубчатых колес, а также пре-
дельные отклонения межосевого расстояния назначаются в соответствии с классом
точности передачи, диаметром и модулем зубчатого колеса по нормам, устано-
вленным ГОСТ 1643-46 для цилиндрических и ГОСТ 1758-42 для конических
зубчатых колес. Эти же ГОСТ содержат нормы на контакт (пятно касания) по-
верхностей зубьев сопряженных колес.
Класс точности зубчатого колеса, который должен быть указан на его рабочем
чертеже, устанавливается конструктором по признакам окружной скорости и функ-
ции этого колеса в станке. Рекомендации ЦБР ЦПИИТМАШ, лежащие в основе
указанных ГОСТ, приведены в табл. 11 (стр. 251).
При назначении класса точности зубчатого колеса следует иметь в виду, что
зубчатый венец колес 1-го и 2-го классов точности после чистового паре:ания
подвергается одной из отделочных операций, большинство которых требует спе-
циального оборудования, а часто и дорогою инструмента. Поэтому при проекти-
ровании зубчатой передачи не следует натачать класса точности колес выше,
чем это действительно нужно для достаточно хорошей работы передачи.
Д. Указания по расчету зубчатых передач станков
Опыт показывает, что зубчатые колеса станков очень редко выходят из строя
вследствие поломки зубьев: обычно необходимость замены колес вызывается чрез-
мерным износом их рабочей поверхности. Поэтому расчет зубчатой передачи дол-
жен обеспечивать достаточную долговечность рабочих поверхностей зубьев, т. е.
достаточное сопротивление их износу.
Необходим также проверочный расчет зубьев на выносливость поверхностных
слоев-зубьев под действием контактных нанряж ний и на усталостную прочность
при изгибе зубьев. При выполнении расчетов необходимо иметь в виду, что вслед-
ствие изгиба валов зубья колес работают ней лной своей шириной.
Методы расчета зубчатых передач различных типов излагаются в курсе „Де-
тали машин". Очень слабо нагруженные и тихоходные зубчатые колеса, как, на-
пример, колеса механизмов подачи и обкатки зуборезных станков, механизмов
ручных перемещений, управления и т. п., и зубчатые передачи малых станков —
верстачных, для точного приборостроения и т. п. рассчитывать нет надобности.
При назначении исходных параметров зубчатой передачи нужно иметь в виду
следующее.
1. В станках отечественных конструкций применяется лишь эвольвентное заце-
пление с углом профиля исходного контура ad = 20°. Зуб цилиндрических колес
Зубчатые передачи
251
Таблица 11
Зубчатые колеса Класс точности 1-й (высокоточные зубчатые колеса) Класс точности 2-й (точные зубчатые колеса) Класс точности 3-й (зубчатые колеса средней точ- ности) Класс точности 4-й (зубчатые колеса пониженной точ- ности)
Цилиндриче- ские: прямозубые непрямозу- бые . . . Классифг v > 8 v > 15 1кация по признак! б < v < 10 8<ц< 15 окружной скорое 2<v<6 3 < v < 8 СЧ ео § V/ V » а а э S я i
Конические: прямозубые непрямозу- бые . . . ю S Л Л сл ЬО Л Л « <2 /Л Л 1 Л /Л е е /Л Л СП к 1 1 | V < 1
Цилиндриче- * кие и кониче- кие Классификац Колеса на ра- бочих шпинде- лях высокоточ- ных станков 1я по признаку фу Колеса на ра- бочих шпинде- лях тех стан- ков, для кото- рых имеются технические условия МСС, кроме высоко- точных. Смен- ные и другие колеса в дели- тельных меха- низмах резьбо- нарезных и зу- борезных стан- ков для чисто- вой обработки икции зубчатого к Сменные и другие колеса в делительных механизмах станков для предваритель- ной обработки и обдирочных олеса в станке Тихоходные колеса второ- степенных ме- ханизмов стан- ков, не тре- бующие плав- ности передачи вращения. Ко- леса механиз- мов, управляе- мых от руки
в большинстве случаев имеет толщину, одинаковую по всей длине. В новейших
моделях станков получили некоторое распространение зубья бочкообразной формы,
толщина которых у торнов меньше, чем в середине, на 0,02—0,04 мм. Такая
форма зубьев цилиндрических прямо- и косозубых колес получается путем обра-
ботки их облегающим шевером или обычным шевером при помощи специального
приспособления к шевинговальному станку. Исследования ЭНИМС и практика
работы ряда отечественных заводов показали, что при бочкообразной форме
зубьев колес передача работает с меньшим шумом, особенно при фланкировании
профиля зуба соответственно ГОСТ 3058-45. Колеса с бочкообразным зубом
имеют, повидимому, также большую долговечность.
2. Значения модуля выбираются предпочтительно из ряда 0,5—0,6—0,8—1 —
1,5 — 2—2,5—3—3,5—4—5—6—(7)—8—(9)—10—(12)—13—(14)—16—18—20 —
(22)—24—(26)—(28)—-30— (33)-36 — (39)—42-(45)—50 — 60—(70)—80—ЮО.ч.в,
установленного нормалью станкостроения Н24-2 (изд. 1950 г.). При необходимо-
сти можно пользоваться значениями, включенными в стандартный ряд модулей по
ОСТ 1597, по возможности избегая, однако, модулей, значения которых оканчи-
ваются на 0,25 и 0,75 мм. В одном узле станка число различных модулей должно
быть возможно малым, для чего меньшие модули могут быть округлены вверх,
у некоторых колес увеличена рабочая ширина венца и т. д.
252
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
могут иметь до чаи—оии, а
3. Числа z зубьев колес коробок скоростей, редукторов и коробок подач рас-
считываются, как указано в § 15 и 16. Наименьшие значения z определяются из
условий неподрезания профиля. Малые шестерни имеют иногда 12 и менее зубьев;
в подобных случаях необходимо исправление (корригирование) передачи.
Верхний предел z в механизмах типа коробок скоростей или подач ограничен
тем требованием, чтобы сумма зубьев сопряженных колес не превышала при-
мерно 120. В остальных передачах наибольшее значение z не ограничивается, и
венцы больших зубчатых колес привода стола у карусельных станков, барабана
у барабанно-фрезерных, круглых столов у плоскошлифовальных станков и т. п.
:ли нужно, то и более зубьев. Отсюда следует,
что передаточные отношения у цилиндрических
зубчатых колес могут быть очень малыми. Прак-
тической надобности в значениях в
—и Zu
станках почти не бывает. При а целе“
сообразно применять косозубые или шевронные
передачи.
Конические передачи очень часто имеют на-
значением лишь передачу движения под углом
без изменения числа оборотов; поэтому в боль-
шинстве случаев передаточное отношение кони-
ческих зубчатых передач станков w^sl. Вообще
umin зависит от станка, на котором будет произ-
водиться нарезание конического колеса.
4. При выборе направления и угла наклона
зубьев цилиндрических колес с косыми и конических с криволинейными зубьями
следует учитывать, что направление и величина осевого давления на колеса и на
их валы зависят от обоих этих факторов. Особенно это важно для кони-
ческих передач. При правой спирали зуба и вращении по часовой стрелке (если
смотреть со стороны большого основания ведущего колеса) осевое давление на
него направлено к вершине делительного конуса, при левой спирали зуба —- в
противоположную сторону. Если вал этого колеса имеет осевую игру, то в пер-
вом случае она будет выбрана осевым давлением, зубья колес могут заклиниться
н сломаться. Во втором случае при тех же условиях зубья расходятся, и увели-
чивается боковой зазор. Это хотя и нежелательно, однако не останавливает работы
передачи. Поэтому направление спирали зубьев конических колес рекомендуется
выбирать таким, чтобы большее из двух осевое давление было направлено от
вершины соответствующего колеса.
В случае реверсивной передачи направление спирали зубьев, очевидно, без-
различно, если передаваемые окружные усилия при обоих направлениях вращения
одинаковы. При различных величинах этого усилия направление спирали сообра-
зуется с большим из них.
Угол р наклона зубьев (см. фиг. 237, линия АВ) может быть принят в извест-
ных границах произвольным, если только он не определяется однозначно той
моделью станка, на котором будет производиться нарезание колеса. Обычно р < 35°.
С целью уменьшения осевых усилий применяют конические колеса с дуговыми
зубьями, у которых средний угол р = 0 (линия CD на фиг. 237). Как видно из
фигуры, такие зубья до некоторой степени аналогичны шевронным, поэтому осе-
вое давление—приблизительно такое же, как в передаче коническими прямозубыми
колесами. Преимущество перед последними колес с р = 0 — способность само-
устанавливаться при перекосе осей под нагрузкой. Так как эти колеса предста-
вляют частный случай конических колес с круговым (дуговым) зубом, то для
нарезания их специального станка не требуется.
Большими эксплуатационными достоинствами обладают новые сниральнозубые
конические колеса ЭНИМС (см. стр. 246).
Зубчатые передачи
253
5. Ширина b зубчатого венца цилиндрических колес обычно выбирается в пре-
делах b = (6 -г- 12) m для прямозубых и b < (20 ~ 25) тп для косозубых и ше-
вронных колес. При надобности можно принимать и большие значения Ь; однако
нужно иметь в виду, что чем больше ширина зубчатого венца, тем труднее до-
биться необходимой точности его обработки.
Е. Конструктивное оформление зубчатых передач станков
Зубчатые колеса станков по своей форме могут быть весьма различны. Чаще
всего их делают цельными; только большие зубчатые колеса делают иногда со-
ставными, причем зубчатый венец изготовляется из материала более высокого
качества, а центр колеса — из чугуна или простой углеродистой стали. Очень
большие зубчатые венцы, например, в приводе
ков, изготовляют нередко из 8 или большего
числа секторов, отлитых из стали. Малые
шестерни составляют иногда одно целое со
своим валиком; изредка встречаются и сравни-
тельно большие зубчатые колеса, изготовлен-
ные заодно с валом, если диаметр последнего
близок к диаметру делительной окружности
колеса.
Также и блоки зубчатых колес делаются
как цельными, так и составными; последнее
бывает необходимо в тех случаях, когда зуб-
чатые венцы блока должны быть нарезаны на
зубофрезерном станке и они расположены
н (столько близко друг к другу, что не ос-
тается места для выхода фрезы или, по анало-
гичной причине, если зубья всех колес блока
должны быть шлифованы.
стола тяжелых карусельных стан-
---Ф10^'0,07
Для тою чтобы облегчить включение передвижных колес в сцепление с со-
пряженными им колесами, зубья тех и других закругляют по всей высоте с соот-
вег< твующгго торца, как показано на фиг. 238. С другого (внешнего) торца
зубья колес этого блока лишь немного закруглены. Такое закругление или чаще
скос (фаска) под углом 45° на высоте, меньшей модуля, очень часто делают на
всч-х зубчатых колесах (при обточке заготовки), чтобы предупредить выкрашива-
ние острых углов зубьев. Следует заметить, что форма закруглений их имеет
немалое значение, влияя как на быстроту включения, так и на скорость изнаши-
вания зубьев с торцов, которая нередко достигает 3 мм и более (по длине зуба).
Конструкция зубчатых колес и блоков, наиболее распространенные формы ко-
торых показаны на фиг. 239 и 240 [10], иногда несколько осложняется тем, что на
торце колеса должны быть расположены кулачки для сцепления с муфтой или
другим колесом, во втулке должна быть помещена обгонная муфта (см. фиг. 426 —
429), на втулке должно быть заклинено несколько других зубчатых колес, как
это часто делается в ступенчатых конусах нортоновских коробок, и т. п. Пере-
движные колеса и блоки часто имеют на втулке выточку иод вилку переводного рйчага.
. Различные конструкции зубчатых колес и блоков показаны на фиг. 239, а — з
и 240, а л (из таблицы, разработанной инж. Е. Г. Алексеевым, ЭНИМС), на
приведенных ниже развертках коробок скоростей и на фигурах гл. VII. При
проектировании двух- и многовенцовых блоков зубчатых колес нужно оставлять
между венцами канавки достаточной ширины на выход долбяка. Минимальные
значения этой ширины установлены нормалью станкостроения Н27-3(изд. 1951г.)
Технологический расчет по методу, разработанному канд. техн, наук Л. А Глей-
зером [4], показывает, что по сравнению с плоскими зубчатыми колесами штампо-
ван ые колеса с необработанными выемками на торцах (фиг. 241) дают суще-
ственную экономию на расходе металла и трудоемкости, причем несмотря на
затраты на ковочные штампы, конструкции по фиг. 241 выгодны также при не-
254
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
Зубчатые передача
255
больших сериях. При диаметре колес свыше 150 -200 мм следует проектировать,
их штампованными, даже при мелкосерийном производстве.
Для крепления зубчатых колес на валу применяют шпонки призматические или
сегментные, реже поперечные штифты (см. фиг. 239 и 240). При последнем спо-
собе крепления необходимо несколько удлинить втулку колеса. Довольно распро-
странено также крепление неподвижных колес на шлицах.
В осевом направлении неподвижные зубчатые колеса фиксируются посред-
ством стопорных винтов, колец и втулок, гаек и тому подобных простейших
Фиг. 241.
средств. Винты предохраняются от самоогвинчи-
вания пружинными кольцами (фиг. 242). С целью
избежать сверления по месту, необходимого в
вязываются с валом посредством шлицев или
39 и 240) Для падежного направления этих
не меньше двух, а длина втулки колеса или
случае фиксирования колеса стопорным винтом (что особенно неудобно при по--
точном производстве станков), этот винт заменяют кольцом, разъемным по диаме-
тральной плоскости (фиг. 243).
Передвижные колеса и блоки (
призматических шпонок (см. фиг. !
деталей число шпонок должно быть
блока — не меньше 2d или по м> нь-
шей мере 1,3d, где d—диаметр
вала.
Для разгрузки шпинделя (или
другого вала), приводимого во вра-
щенье зубчатым колесом, от изги-
бающих усилий применяют конструк-
ции, вполне аналогичные тем, кото-
рыми пользуются для ра31 ру.зки
шпинделей и валов при ременном
приводе (см. фиг. 208—211). Например, в конструкции по фиг. 393 (стр. 417).
зубчатое колесо, ведущее фрезерный шпиндель, вращается в отдельных кониче-
ских роликоподшипниках и связано со шпинделем двумя диаметрально противо-
положными шпонками.
В электрокопировально-фрезерном полуавтомате модели 6441А системы лау-
реата Сталинской премии Т. Н. Соколова зубчатые колеса 2 и 4 (фиг. 244) пе-
релают вращение шпинделю 1 через втулку .3, снабженную наружными и внутрен-
ними шлицами. Втулка 3 имеет опоры, независимые ог шпинделя, с которыми
она связана своими внутренними шлицами. Таким образом, и здесь шпиндель раз-
гружен от действия изгибающих моментов со стороны привода.
Зубчатые колеса из пластмассы снабжают для закрепления на валу стальной,
втулкой. Так как эти колеса, как правило, быстроходные (например, на валу элек-
тродвигателя), то передаваемый ими крутящий момент невелик, и достаточная!
связт. тела колеса со втулкой получается в силу трения между торцами колеса,,
фланцем втулки и гайкой, навинчиваемой на другой конец втулки.
Сменные зубчатые колеса закрепляют на концах соответствующих валов по-
средством шпонок или на шлицах (см например, фиг. 265 и 266) и фиксируют
съемной шайбой и гайкой или винтсм. Надежное крепление зубчатых колес, кото-
рые приходится часто сменять, может быть дсстш нуто и без гаек при конструк-
циях по фиг. 245 (крепление колеса фасонной шайбой 1, надеваемой на квалрагг
'256
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
цапфы 3, и пружинкой 2) или фиг. 246 (крепление на шлицевой цапфе 2 уста-
новочным кольцом 1, которому не позволяет провертываться пружинный штифт-
фиксатор 3). Удобство таких конструкций заключается в том, что смена колес не
требует применения гаечного ключа или отвертки и потому может быть произ-
ведена очень быстро.
Крепежных деталей, предохраняющих сменные колеса от осевого перемещения,
можно избежать, устраивая внутри крышки коробки сменных колес бобышки,
упирающиеся в торцы втулок колес, или т. п. (фиг. 247). В этом случае реко-
мендуется либо несколько усложнить открывание крышки (например, используя
винты с длинной резьбой), либо применять нредохранюельные устройства, выклю-
чающие двигатель пои открывании этой крышки
Фиг. 245. Фиг. 246.
Для того чтобы большие сменные колеса легче было снимать, в торце колеса
делают иногда два резьбовых отверстия, в которые можно ввинтить пару болтов
с ушками.
Для соединения зубчатых колес станков с валами применяют чаще всего по-
садки 2-го класса точности от Т до Д. Для неподвижных колес пользуются обычно
А А
посадкой р- , реже q- , если колесо работает без ударов (колеса на шпинделях стан-
ков для чистовой обработки). Передвижные колеса и блоки соединяются с валом
посадкой или , сменные колеса — обычно посадкой й- .
С д
Венцы зубчатых колес, изготовленные отдельно от центра (диска с втулкой),
соединяют с ним чаще всего посадкой р- ; иногда, однахи, применяют одну из бо-
r.pp> HSHdauy i j
mvpadau anirngfig
zss
258
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
лее свободных посадок, до д-, с целью облегчить замену изношенного венца,
д
Посадкой р-пользуются также для соединения сменной втулки со ступицей колеса
На рабочем чертеже зубчатого колеса наряду с конструктивными размерами
должны быть указаны (в табличке): 1) класс точности по ГОСТ; 2) число z
зубьев; 3) модуль m в мм, а для колес непрямозубых — модули нормальный тп
и торцевой ms в мм', 4) угол ad профиля исходного контура; 5) номер сопря-
женного зубчатого колеса; 6) угол р наклона косых (винтовых) зубьев или сред-
ний угол спирали криволинейных зубьев для конических колес; 7) направле-
ние зубьев (правовинтовые или левовинтовые); 8) для исправленных колес
коэфициент ? смешения исходного контура. Все эти данные обязательны. Реко-
мендуется, кроме тою, помещать в той же табличке: 9) коэфициент /0 высоты
зуба; 10) зуборезный инструмент (номер инструмента или его чертежа) и тип
станка, на ко юром будет нарезаться колесо. Наконец, должны быть даны также
размеры для проверки толщины зуба путем измерения по постоянной хорде или
по общей нормали, в зависимости от принятого на заводе способа контроля.
Для зубчатых колес, нарезаемых на станках, настройка которых требует слож-
ных расчетов (конические колеса с криволинейными зубьями, гипоидные колеса),
целесообразно указывать на рабочем чертеже колеса необходимые на оры смен-
ных колес цепей деления и обкатки и данные для установки инструмента.
§ 34. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
А. Применение червячных передач в станках. Их достоинства и недостатки
Червячные передачи находят в современных станках широкое и разнообразное
применение.
Чаще всего они используются для сильного понижения (редукции)
чисел оборотов в механизмах рабочих подач прямолинейных (например, в то-
карных, фрезерных и других станках—для подачи супорта или стола, в свер-
лильных— д 1Я подачи шпинделя) и круговых (например, в токарных автоматах и
полуавтоматах — для вращения распределительных валов, в полуавтоматах кару-
сельного и ротационного типов — для вращения карусели, в резьбофрезерных-—
для вращения шпинделя изделия, в зубодолбежных — для вращения шпинделя
долбяка). Чрезвычайно распространено применение червячной передачи вделитель-
ных механизмах, действующих периодически, как, например, в делительных
головках и аппаратах, или непрерывно, как в станках для нарезания зубчатых
и червячных колес способом обкатки (огибания).
Падающие червяки в механизмах подачи представляют один из распро-
страненных в станках элементов устройств для ограничения дл шы хода (см.
§79, Б).
Так как числа оборотов в минуту шпинделей чаще всего сравнительно вы-
соки, то в механизмах вращательного г л а в н о г о движения червячные
передачи используются значительно реже, обычно — с целью сделать кинематиче-
скую цепь главного движения возможно короткой. В этом отношении типичен
привод многих токарных многорезцовых полуавтоматов (например, прежних моде-
лей 173А и 1Б73 заюда „Красный пролетарий", извесшых из общего курса стан-
ков). В этих машинах кинематическая цепь привода шпинделя состоит из ремен-
ной, цепной или зубчатой передачи, одной пары сменных зубчатых колес для
настройки скорости шпинделя и, наконец, червячной передачи, причем колесо
последней заклинено непосредственно на шпинделе. Так, на фиг. 248 (передняя
бабка токарного многорезцового полуавтомата) кинематическая цепь привода шпин-
деля (7—2—5—4—3—6) образована именно таким образом.
В своих наиболее новых моделях некоторые станкозаводы отказались от та-
кого применения червячной передачи, заменив ее парой конических колес с кри-
Червячные передачи
259
волинейными зубьями (ср., например, привод шпинделя многорезцового станка
модели 1730 на фиг. 235 и такой же привод шпинделя в многорезцовом станке
модели 1720) При должном качестве изготовления обе передачи в эксплуатацион-
ном отношении приблизительно равноценны. Червячная передача с успехом при-
менена также в приводе стола очень тяжелых карусельных станков.
ь
Фиг. 248.
Передаточные отношения червячных пар, которые входят в кинематическую
цепь главного движения, как правило, значительно больше, нежели червячных
передач механизмов подачи и делительных.
Червячная передача используется иногда вместо зубчатой в приводе станков,
если это позволяет удобнее скомпоновать механизм.
Особую группу представляют червячные передачи вспомогательных, установоч-
ных и некоторых других механизмов, управляемых от руки или механически
(пример — червячная передача механизма врезания зубодолбежного станка). При-
менение здесь червячной передачи обусловлено в большинстве случаев необходи-
260 Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
мостью облегчить точную установку инструмента или обрабатываемого изделия
либо обеспечить возможно равномерное непрерывное движение при ручном упра-
влении.
У многих станков в кинематическую схему входит большое число червячных
передач различного назначения. Существует немало современных моделей станков,
где в одном и том же узле используется несколько червячных передач. Так, на-
пример, в кинематическую цепь коробки передач к распределительному валу шести-
шпиндельного токарного автомата модели 1261 входят две червячные передачи
4 2 1
— • — = —7 , в цепь привода барабана барабанно-фрезерного станка модели 602А —
20 иО 12«э
11 1
две последовательные червячные передачи ,-д тдс ~ • Как видно из послед-
С'2 lUo о4и0
него примера, этим способом можно осуществить чрезвычайно сильное понижение
скорости.
В червячных передачах станков ведущим элементом всегда является червяк.
Широкое применение червячных передач в станкостроении обусловлено следую-
щими специфическими достоинствами их:
1) возможностью очень большого понижения скорости, т. е. очень малых пере-
даточных отношений (пведОм. : пведу1ц, ), благодаря чему одна червячная передача
может заменить несколько понижающих зубчатых передач; с этим связано умень-
шение количества валов, подшипников и расточек в корпусе механизма;
2) большой плавностью работы, что делает червячную передачу особенно при-
годной для делительных цепей станков, а также для привода шпинделей станков,
предназначенных для чистовых и отделочных операций;
3) бесшумностью работы при условии тщательного изготовления червяка и
червячного колеса и точной сборки передачи.
К числу недостатков червячных передач относятся:
1) сложность изготовления передач такой точности, какая необходима для не
которых цепей станков, особенно для делительных цепей;
2) трудность осуществления передаточных отношений, больших, примерно,
чем 2. (см. стр. 263), так как это требует изготовления червяков с числом захо-
дов пять и больше;
3) необходимость применения бронзы для изготовления ответственных червяч-
ных колес.
Следует иметь в виду, что при недостаточно высоком качестве изготовления
червячного колеса или червяка либо при неточной сборке их рассчитывать на плав-
ность и бесшумность работы передачи нельзя. Понижается в подобных случаях
также к. п. д. передачи.
Б. Типы червячных передач, применяемых в станках
В большинстве случаев в станках применяют червячные передачи с цилиндри-
ческим червяком, притом преимущественно архимедовым, т. е. такие, у которых
боковая поверхность червяка представляет собой архимедову винтовую поверхность,
а осевое сечение — прямобочное с углом, равным профильному углу резца
или шлифовального круга. Нормаль станкостроения Н24-5 предусматривает червяки
именно такой формы, с прямолинейным 20°-ным профилем в осевом сечении чер-
вяка. Для того чтобы избежать трудностей, связанных с нарезанием архимедовых
червяков с большим углом подъема витков (многозаходные червяки), некоторые
станкозаводы в подобных случаях изготовляют червяки конволютные с профилем,
прямобочным в нормальном к витку сечении. Выбор того или другого типа червяка
обусловлен технологическими факторами. При выборе типа червячной передачи сле-
дует иметь в виду наличные на заводе оборудование и инструмент для изгото-
вления червяков, особенно для отделки их.
В последние годы в станках получили некоторое применение глобоидные чер-
вячные передачи (см., например, фиг. 248). При правильном изготовлении обоих
Червячные передачи
261
элементов глобоидной передачи она обладает рядом преимуществ по сравнению
с передачами с цилиндрическим червяком: способностью передавать много больший
крутящий момент при тех же габаритах; высоким к. п. д. — до 0,90; большей
долговечностью благодаря поверхности контакта, во много раз большей, чем
в передачах с цилиндрическим червяком; более легкой возможностью получения
передачи без игры в зщеплении; меньшим весом и габаритами при одинаковых
передаваемых моментах. Однако точное изготовление глобоидной передачи пока еще
сложнее, чем элементов передачи с цилиндрическим червяком (см. [13], [14], [15]).
В передачах с вращением червяка от руки, например для установки инстру-
мента, стола и т. д., червячное колесо можно с успехом заменить косозубым, как
это нередко и делается в станках.
В. Материалы червякоз и червячных колес
Выбор материалов, из которых должны быть изготовлены элементы червячной
передачи станка, определяется необходимостью обеспечить наряду с прочностью
также возможно большую износостойкость, что особенно важно для делительных
передач, и высокий к. п. д., следовательно, низкий коэфициент трения. Нужно
при этом учитывать, что червячные передачи станков обычно работают без пере-
рывов в течение длительных периодов, и ввиду высокого относительного скольже-
ния витков червяка и зубьев колеса даже тщательная отделка обоих элементов не
предотвращает быстрого износа, если материалы выбраны неудачно.
Червяки наиболее ответственных передач должны бьиь изготовлены из стали
и закалены до твердости Ас = 56 -> 62 или лаже Нс = 62-4-66. Рабочие поверх-
ности витков должны быть после закалки отшлифованы и отполированы до зер-
кальною блеска, если необходим высокий к. п. д. передачи. Для менее ответ-
ственных червяков достаточно лишь шлифование, либо окончательная обработка
на токарном или червячно-фрезерном станке, в зависимости от назначения передачи.
В качестве материала для изготовления червяков в станкостроении чаще всего
применяются стали 20Х с цементацией и закалкой до Нс — 564-62, 40Х с закал-
кой до /?с — 40-4-45, сталь 45 с закалкой до Асс^40 или сырая сталь для неответ-
ственных тихоходных червяков, а также червяков, вращаемых вручную. Некото-
рые станкозаводы делают червяки из сталей типа 15 (цементуемая) и 35. В ти-
хоходных червячных передачах с колесом из чугуна применяют иногда бронзовый
червяк.
Червячные колеса станков изготовляют большей частью из бронзы или другого
цветного сплава, выбирая марку материала в соответствии со скоростью, величиной
передаваемого усилия, условиями работы передачи, а также твердостью и качеством
витков червяка. Самые ответственные червячные венцы делают из оловянистых
бронз типа ОФ 10-0,5 либо из вторичных оловянистых бронз ОЦС 6-6-3 и ОЦС 5-5-5
(для работы с сырым червяком), а менее ответственные — из безоловяни-
стой бронзы. Нормаль станкостроения МТ31-2 рекомендует для венцов червяч-
ных колес алюминиевожелезис! ые бронзы марок Бр.АЖ 9-4, Бр.АЖ 8,6-2-9,
Бр. АЖ 10,2-3,3 и Бр. АЖ 11,3-3,7 (первая цифра указывает среднее содержание
алюминия, вторая — железа в пр центах). Твердость этих сплавов лежит в пределах
Нд5,-500/30 = ИО-4-160. Все они требуют термической обработки сопряженного
стального червяка до Нс 45, за исключением Бр. АЖ 8,6-2,9, которая может
работать в паре также с сырым червяком. Заслуживает внимания сурьмяно-
никелевая бронза состава: Sb = 7-4-8%, Ni = 1,54-2,5%, остальное — медь.
Произведенные в ЭНИМС сравнительные испытания червячных передач, в которых
колеса были изготовлены из этой безоловянисгой бронзы и из бронзы ОФ 10-1,
показали, что при одних и тех же условиях работы износ червячного колеса из
ОФ1С-1 значительно больше, чем колеса из сурьмяноникелевой бронзы. Червяч-
ные колеса из этого сплава хорошо работают в паре не только с закаленными, но
и с сырыми шлифованными червяками. Также и другие эксплуатационные качества
этой Сезолсвянистой бронзы оказались лучшими, чем бронзы с содержанием
олова 10—11%.
262
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
В станкостроении применяют для изготовления ответственных червячных колес
также бронзы других типов, в частности никелевые с Ni до 4°,'о и алюминиевые
с А1 = 7-4-10%, Мп, Fe, Si и другими элементами.
При окружных скоростях червяка ниже 1,5—2 м/сек червячные колеса могут
быть выполнены из чугуна СЧ 21-40 до СЧ 15-32. Поэтому чугуном пользуются
нередко в качестве материала для делительных колес, в особенности при большом
диаметре их, для больших червячных колес барабанно-фрезерных станков, кару-
-сельно-токарных и т. п. Иногда в таких случаях червячный венец составляет одно
целое с вращающимся чугунным столом станка.
Правильность выбора материалов обоих элементов ответственных червячных
передач проверяется расчетом. Необходимость экономии некоторых металлов оправ-
дывает иногда отступление от сочетания материалов, наивыгоднейшего в отношении
износостойкости передачи. В подобных случаях следует предусмотреть при кон-
струировании червячной передачи возможность компенсации износа рабочих по-
верхностей зубьев колеса и витков червяка и удобство замены сработавшихся де-
талей. Экономия цветного металла может быть достигнута, если сконструировать
червячное колесо составным, из обода и центра (см., например, фиг. 248 и 253),
или так, как показано на фиг. 249 (коробка привода зубофрезерного станка мо-
дели 5Б32): в форме стального или чугунного центра с залитым ободом из бронзы.
Г. Указания по расчету червячных передач
Передачи с цилиндрическим червяком рассчитываются по общим методам, изла-
гаемым в курсе „Детали машин', с учетом динамических нагрузок, требуемой дли-
тельности службы передачи и пр. При выборе передаточного отношения, числа
заходов червяка и числа зубьев колеса необходимо иногда принимать в расчет
указанные ниже соображения, специфические для станков.
Червячная передача может входить в состав кинематической цепи, у которой
число оборотов в минуту конечного звена должно находиться в точно выдержан-
ном отношении к скорости конечного звена другой кинематической цепи, причем
она связывается с последней посредством сменных зубчатых колес. В подобном
случае подбор этих колес часто сильно упрощается, если принять для отношения
червячной передачи значение и = , где х — число, разлагающееся на множители
2, 3 и 5; поэтому, например, в делительных механизмах зуборезных станков очень
11111
распространены червячные передачи с отношением ; , — = ^57 • 45 =
111 „
= 120 ~ 2а3 И т" П‘ При ЭТ0М пеРедаточное отношение червячной пары
Червячные передачи 263
сообразуется с передаточным отношением остальной части кинематической цепи
таким образом, чтобы формула насгройки имела простейший вид; это способствует
уменьшению необходимого набора сменных зубчатых колес.
В остальных случаях указанное требование отпадает, и передаточное отноше-
ние может быть выбрано в определенных границах (см. ниже) произвольно.
Число zx заходов червяка в передачах станков не превышает за единичными
исключениями значения zi max — 8. При выборе zt следует иметь в виду техноло-
гические трудности, связанные с нарезанием архимедовых червяков с большим
углом подъема витков на станках некоторых типов. Нормаль станкостроения
Н24-5 дает основные размеры червяков только до zx = 4. Та же нормаль устана-
вливает значения модуля т от 1 до 30 мм и отношение q = ~, где d^—де-
лительный диаметр червяка, от 28 до 6, в зависимости от величины модуля.
Число z2 зубьев червячного колеса желательно принимать не ниже при-
мерно Zsmin — 24, так как иначе условия зацепления ухудшаются. В станках встре-
чаются, однако, и червячные передачи с z2<24; например, в коробке передач
шестишпиндельного токарного автомата модели 1261 имеется червячная передача
4
с ы = 2б’ а в пеРеДаче по фиг. 249 червячное колесо имеет 22 зуба.
Верхний предел z2 теоретически ничем не ограничен, практически же ограни-
чивается необходимым модулем и местом, располагаемым для помещения колеса,
поскольку z2 = — , где т — модуль, a d^ — диаметр делительной окружности.
Значения z2 > 250 у червячных колес станков редки, но все же встречаются (де-
лительные колеса зуборезных станков имеют z = 400-b500, а в отдельных слу-
чаях — почти до 1000); в большинстве конструкций z2 < 200.
Наряду со стандартным углом профиля исходного контура а<э = 20° в червячных
передачах заграничных станков довольно распространены значения а<э=15° и
а.д = 30°; угол ад = 30° особенно часто встречается в шпиндельных передачах
американских токарных многорезцовых станков. При проектировании не следует
подражать этому: нужно считаться с наличным зуборезным инструментом и не
отступать от стандартной величины профильного угла, если необходимость этого
не доказана расчетом или опытом.
Угол обхвата у зубьев колес червячных передач, применяемых в станках, не-
редко значительно меньше величин, обычных в передачах других машин (90—110°).
Глобоидные червячные передачи следовало бы рассчитывать, в принципе, исходя
из условий теплового равновесия в передаче, так как трение в зацеплении ее
велико. Однако данные, необходимые для динамического расчета их, пока еще
отсутствуют, и основные размеры глобоидной передачи, которая должна переда-
вать заданную мощность при определенном числе оборотов в минуту, приходится
определять по эмпирическим формулам; поэтому если проектируемая передача
предназначается для серийного производства или для ответственного станка, она
должна быть проверена после сборки на стенде.
Д. Конструктивное оформление червячных передач станков
Малые червячные колеса из бронзы и чугунные колеса любых размеров изго-
товляются, как правило, цельными. Если назначение и условия работы передачи
требуют применения бронзового колеса, то при большом диаметре последнего не-
обходимо для экономии цветных металлов сделать колесо составным—из чугун-
ного или стального диска со втулкой и скрепленного с ним тем или иным спо-
собом бронзового зубчатого венца. При серийном производстве составными сле-
дует изготовлять и небольшие червячные колеса (например, на фиг. 249 диаметр
делитещ ной окружности червячного колеса z2 X т = 22 X 6 мм).
Че, ники изготовляются как цельными, так и насадными, в виде снабженной
резьбой втулки, которая закрепляется на валу шпонками и фиксируется на нем
в осевом направлении посредством гаек и т. п.
264
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
По своей конструкции червяки и червячные колеса передач станков не имеют
в большинстве случаев каких-либо специфических особенностей, которыми они
сильно отличались бы от этих же деталей, применяемых в других областях машино-
строения. Типичные конструкции, изображенные для примера на фиг. 250 и 251
(коробка передач четырехшпиндельного сверлильно-отрезного автомата модели 148),
не требуют пояснений. На фиг. 252, а и б, показано червячное колесо передачи
в коробке скоростей зубошлифовального станка. Для компенсации износа зубьев
колеса оно сделано здесь составным с разъемом по плоскости, перпендикулярной
оси. Изображенное на фиг. 253 червячное колесо (на распределительном валу то-
карного четырехшпиндельного автомата модели 123) поясняет конструкцию колеса
Фиг. 250.
с насадным бронзовым ободом. Другие конструк-
ции червячных передач различного назначения по-
казаны на некоторых фигурах дальнейших глав.
На рабочем чертеже червяка помимо размеров
(в их число входят осевой модуль, число заходов,
ход, угол профиля исходного контура, угол
подъема витка на основном цилиндре, диаметр
основного цилиндра) должны быть обозначены
тип червяка — архимедов, эвольвентный и пр.,
направление винтовой линии витков, класс точ-
ности, номер сопряженного колеса. Аналогично
на чертеже червячного колеса наряду с осевым
модулем червяка и числом зубьев колеса ука-
зываются перечисленные основные данные для червяка и значения диаметров
окружности выступов и окружности впадин последнего.
Принципы компенсации чрезмерного износа в зацеплении червяка с червячным
колесом с целью уменьшения мертвого хода передачи был указан выше (см. стр. 66).
Там же было упомянуто о конструктивном выполнении червячной передачи
с двумя червяками, работающими в распор и выбирающими благодаря этому игру
в зацеплении. Именно так устроен привод круглых столов диаметром 3000 мм
в станках отечественной конструкции для непрерывного фрезерования. Другой
пример представлен на фиг. 254, изображающей привод стола зубодолбежного
станка чехословацкого государственного завода бывш. Вольман. Также и здесь
червяки связаны конической зубчатой передачей с и = 1:1. Для перестановки
червяка 1 в осевом направлении с целью устранения игры в зацеплении переме-
щают корпус 6 подшипников вместе с ними и с червяком. Это производится по-
средством гайки 7 с наружным зубчатым венцом, который постоянно сцеплен
с шестерней 2, заклиненной на конце регулировочного валика 3 с квадратом 4
под ключ. Гайка 5 запирает корпус 6 в установленном положении, фиксируя та-
ким образом положение червяка 1 относительно червячного колеса.
Требуемая точность делительных колес достигается нарезанием их по методу
обкатки на высокоточном червячно-фрезерном станке, предназначенном специально
для этих деталей, или нарезанием по методу деления, причем поворот заготовки
колеса для прорезания очередной впадины на соответствующий центральный угол
производится с помощью оптической установки.
С целью обеспечения точности работы делительной червячной передачи в тече-
ние возможно длительного времени иногда применяют в приводе две червячные
передачи. Одна передача, с более крупным шагом, ведет стол при налатке (более
быстрое вращение стола) и черновом нарезании зубьев, вторая передача с мень-
шим шагом.—только при чистовом нарезании (меньшее усилие резания). Толщина
витков каждого червяка непостоянна: у верхнего червяка она постепенно возра-
стает слева направо, у нижнего — справа налево. Это достигается тем, что при
изготовлении червяка правые и левые стороны его резьбы нарезаются с неодина-
ковым шагом.
Оба червяка вращаются непрерывно и синхронно; однако в зацеплении со
своим колесом находится всегда только один из них благодаря тому, что оба чер-
Червячные передача
265
266
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
Червячные передачи
267
вяка можно одновременно смещать на небольшую величину в осевом направлении.
Переставляя их вправо и влево, вводят один червяк в зацепление со своим коле-
сом, одновременно устанавливая второй червяк относительно его колеса так, что
витки червяка имеют с обеих сторон зазоры во впадинах колеса.
Такие червяки, с одной величиной шага у одной винтовой поверхности витков
и другой, немного большей величиной шага — у другой винтовой поверхности,
следовательно, с постепзнно возрастающей толщиной вигка (так называемые чер-
вяки-дуплекс или прогрессивные червяки) получают в последнее время все более
широкое применение в ответственных червячных передачах станков. Смещение
червяка в осевом направлении позволяет использовать переменную толщину витка
для устранения обусловленной износом чрезмерной игры в зацеплении.
Применение двух червяков в приводе к одному червячному колесу имеет, по-
мимо указанного выше, еше и то преимущество, что позволяет уменьшить модуль
зацепления, так как каждый червяк передает лишь около половины крутящего
момента. Благодаря этому возможно увеличить число зубьев червячного колеса,
не увеличивая его диаметра.
В зуборезных станках следует брать диаметр делительного червячного колеса
возможно большим, так как ошибка шага нарезаемого колеса тем меньше при за-
данной точности делительного колеса, чем больше отношение диаметра последнего
к диаметру нарезаемого зубчатого или червячного колеса. Однако сделать это от-
ношение б< льшим, примерно 0,85 (для наибольшего нарезаемого колеса), трудно по
конструктивным причинам; оно лежит обычно в пределах от 0,60 до 0,80 или 0,85.
Для червячных передач применяют те же посадки, что и для зубчатых передач
аналогичною назначения и класса точности. На опоры червяка и червячного ко-
леса действуют как радиальные, так и осевые усилия. В зависимости от величины
последних они либо воспринимаются отдельными упорными шарикоподшипниками,
либо в опорах устанавливают такие подшипники, которые могут воспринимать
наряду с радиальными и осевые усилия, наприм р, радиально-упорные шариковые
или конические роликовые подшипники. Пригодность намечаемого решения прове-
ряется расчетом опор. Конструкция опор и предъявляемые к ним требования по-
дробнее рассматриваются в гл. IX.
ЛИТЕРАТУРА
1. ГОСТ 586-41—593-41. Цепи втулочно-роликовые и звездочки.
2. Инструкция по выбору и расчету цепных передач, ЭН..МС, 1948.
3. Цепные передачи, Энциклопедический справочник „Машиностроение", т. 2, Маш-
гиз, 1948.
4. Л. А. Глейзер, Опыт технологического расчета цилиндрических шестерен и пе-
редач, .Вести ж технической информации МСС“ № 7, 1947.
5. К. А. Корнилов, Производство зубчатых колес, Машгиз, 1947.
6. А. И. Петрусевич иМ. 3. Сабуров, Обработка зубчатых колес и редукто-
ров, Машгиз, 1946.
7. А. И. Петрусевич, Зубчатые и червячные передачи, Энциклопедический спра-
вочник „Машиностроение', т. 2, Машгиз, 194>.
8. Д Н. Решетов, Расчет деталей станков, Машгиз, 1948.
9. Справочное руководство по зубчатым передачам и редукторам, под. ред. Н. А. Ка-
лашникова и Б. А. Тайц, вып. 5, Машгиз, 194 1, и вып. 2, Машгиз, 1946.
10. Д. В. Ч а р н к о, Технология поточного производства станков, Машгиз, 1946.
11. А. Л. Лащавер, Конические зубчатые колеса нового типа и их изготовление,
„Станки и инструмент' № 6, 1931.
12. А. Л. Л а щ а в е р. Спиральнозубые конические колеса нового вида, „Вестник тех-
нической информации МСС" № 7, 19 >1.
13. В. А Шишков, Теория образования и зацепления глобоидных передач. Сборник
„Передачи в машин строении", Машгиз-ВНИТОМАШ, 1951.
14. II. С. Зак, Глобоидное зацепление и основные особенности его конструирования,
тот л’е сборник.
1 ,. С. В. Елисеев, Некоторые принципиальные вопросы технологии глобоидных
передач, тот же сборник.
ГЛАВА VII
КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ И КОРОБКИ ПОДАЧ
§ 33. КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ СТАНКОВ
А. Общие положения. Эксплуатационные и технологические требования
к коробкам скоростей
Основными эксплуатационными характеристиками коробки скоростей металло-
режущего станка являются: а) мощность, передаваемая коробкой, либо крутящие
моменты, соответствующие каждому числу оборотов шпинделя или последнего
вала коробки; б) предельные числа оборотов в минуту шпинделя или последнего
вала коробки пх = «т!п и пг = /гшах, или одно из них, например и диапазон Rn
регулирования оборотов; в) знаменатель ® ряда чисел оборотов, характеризующий
степень тонкости градации этого ряда, или число z ступеней оборотов; г) зна-
чения к. п. д. при различных числах оборотов шпинделя (это особенно важно
для быстроходных станков; см. стр. 52—53); д) степень сложности цепи передач от
двигателя к шпинделю на низких, средних и особенно на высоких ступенях ско-
рости последнего; е) удобство, легкость и быстрота управления; ж) надежность
в эксплуатации; з) трудоемкость и стоимость изготовления всей коробки.
Как было подробнее показано в § 14 — 16, одним и тем же значениям п1,
пг=п1 • Rn и « либо zij, пг и z могут отвечать многие варианты кинематической
схемы коробки, различающиеся по типу, количеству и относительному располо-
жению передач, по числу валов и другим признакам. Каждый из возможных кине-
матических вариантов допускает, в свою очередь, ряд конструктивных решений,
которые могут различаться между собой в отношении способа включения передач,
системы управления, расположения, типов и конструкций опор и муфт, тормоз-
ного устройства, системы смазки и пр. Каждая из разработанных конструкций
коробки имеет свои особенности, и выбор технически и экономически наивыгод-
нейшего конструктивного варианта коробки скоростей должен быть основан на
сопоставлении эксплуатационных и технологических показателей этих конструкций.
К спроектированной коробке скоростей, встроенной либо оформленной в виде
редуктора, вынесенного в станину (ножку) станка, должны быть предъявлены сле-
дующие требования:
1. Эксплуатационные: а) Значения предельных чисел лг2 и пг оборо-
тов и знаменателя <р должны соответствовать поставленным исходным условиям,
и ряд чисел оборотов должен быть достаточно правилен, т. е. числа оборотов
могут отклоняться от стандартных не более, чем это предусмотрено нормалью
Н11-1 (стр. 37).
Для полного использования возможностей коробки скоростей в отношении
даваемых ею чисел оборотов шпинделя должно быть соблюдено условие (14.10),
т. е. все различные комбинации передач коробки должны давать различные пере-
даточные отношения. Однако от этого общего правила приходится иногда отступать,
если к механизму коробки скоростей предъявляются какие-либо специальные требо-
вания или по другим причинам, указанным ниже. В качестве примера можно со-
слаться на фиг. 40—42. В коробке скоростей токарного станка модели 1Д62М
Коробки скоростей станков
269
затруднительно
коробки ско-
высокое число
а
Фиг. 255.
шесть средних ступеней скорости повторяются, т. е. могут быть получены двумя
различными комбинациями переключений (см. пунктирные линии на графике). Эта
„потеря" шести чисел оборотов злесь не случайна, а обусловлена включением
в коробсу механизма увеличения шага с передаточными отношениями 4:1 и 16:1,
удобными для нарезания резьб большого шага (многозаходные винты и червяки).
Получение 24 ступеней скорости шпинделя только путем изменения чисел
зубьев колес данной коробки, но без изменения конструкции, здесь
но причине, указанной на стр. 87—89.
Иногда полному использованию кинематических возможностей
ростей препятствуют другие причины, как, например, чрезмерно
оборотов одного из промежуточных вали-
ков при определенной комбинации передач;
недостаточная жесткость его в подобном
же случае; применение трех связанных
колес в двух смежных группах передач,
что неизбежно нарушает правильность
структуры ряда оборотов и т. д.
б) Прочность, жесткость и износо-
стойкость элементов коробки, участвую-
щих в передаче крутящих моментов за-
готовке или инструменту, должны быть
достаточны для полного использования
станка при обеспечении точного и без
вибраций вращения шпинделя соответст-
венно техническим условиям и нормаль-
ным срокам службы коробки без ремонта.
Это требование удовлетворяется целе-
сообразным выбором материалов, термо-
обработки, размеров и форм деталей ко-
робки и должно быть проверено расчетом
валиков, подшипников, передач, муфт и
Особенно важное значение имеет жесткость корпуса коробки. В большинстве случаев
корпус отливается из чугуна, имеет сложную форму и большое количество отвер-
стий; поэтому он не поддается расчету на жесткость, и необходимые сечения
стенок, ребер, перегородок, размеры приливов под опоры валиков и т. д. назна-
чаются на основе опыта и сопоставления со сходными выполненными конструк-
некоторых деталей системы управления.
циями.
Передачу, ведущую шпиндель, желательно располагать возмежно ближе к его
передней опоре с целью уменьшения прогиба; также и угол закручивания шпин-
деля будет при этом меньше. Такое расположение не всегда, однако, возможно,
особенно в станках со шпинделем, движущимся вдоль своей оси, как, например,
в сверлильных, расточных, шлифовально-притирочных, фрезерных станках с по-
движной пинолью. Для уменьшения деформаций и гиба шпинделя и других валов
коробки скоростей устраивают иногда промежуточные подшипники.
Величина деформаций этих деталей коробки скоростей зависит также от отно-
сительного расположения сопряженных зубчатых колес передачи, как это можно
видеть из схемы (фиг. 255), иллюстрирующей влияние положения шестерни
ведущей шпиндельное колесо г2, на величину результирующей силы R, действующей
на шпиндел, токарного станка при обычном расположении резца. При неизмен-
ных величинах силы резания Р и усилия Q со стороны ведущей шестерни поло-
жению / последней соответствует результирующее усилие положению // — Т?2
и т. д. Конны всех векторов R лежат, очевидно, на окружности, описанной из
конца Oj вектора Р радиусом Q. Следовательно, наименьшая результирующая
сила Р3 отвечает тому положению шестерни zv при котором усилие Q направлено
•от Oj к оси О шпинделя. Линия действия Q образует с общей касательной
к начальным окружностям колес z3 и с2 в точке их касания угол (a-f-р).
270
Коробки скоростей и коробки подач
где а — угол давления, а р—угол трения на зубьях. Отсюда следует, что при
наивыгоднейшем в отношении величины R положении шестерни ее центр должен
лежать на прямой ОК', повернутой на угол 90° — (а-|—р) относительно Р
в направлении вращения шпиндельного колеса (положение /// на схеме). При этом
расположении шпиндельной передачи давление на переднюю опору шпинделя
наименьшее, но прогиб переднего конца шпинделя наибольший при прочих одина-
ковых условиях, так как шпиндельное зубчатое колесо находится (за очень ред-
кими исключениями) позади переднего подшипника, и силы Р п Q3 направлены
противоположно. При симметричном положении IV шестерни Zj силы Р и Qt
параллельны и направлены в одну сторону; следовательно, давление на переднюю
опору шпинделя — наибольшее, но прогиб его переднего конца меньше, чем
в предыдущем случае.
При разработке свертки коробки скоростей и окон. «уда?
нательном размещении ее валов нужно по возможности
учитывать приведенные соображения. t,QOW
Фиг. 257.
Отчасти по аналогичной причине в передаче к круглому столу больших станков
широко применяют внутреннее зацепление вместо наружного. Достигаемый этим
эффект поясняется фиг. 256, на которой построено результирующее усилие /?,
действующее на шпиндельное колесо токарного станка при обычной передаче к
столу (фиг. 256, слева) и при передаче с внутренним зацеплением (фиг. 256, справа),
примененной в этом станке. Значительное уменьшение давления на опору шпин-
деля, достигаемое благодаря переходу к передаче с внутренним зацеплением, видно
из фиг. 257 (кривая 1—для наружного, кривая 2—для внутреннего зацепления;
по оси абсцисс — диаметр обтачиваемого колеса; обе кривые построены для одина-
ковой мощности резания — около 18 кет).
О числе зубчатых колес на шпинделе см. стр. 356.
в) Управление коробкой скоростей должно быть простым и легким. В тех
случаях, где это удобно для лучшего использования станка, следует предусмотреть
возможность переключений на ходу. Должны быть невозможны такие комбинации
одновременного включения различных передач коробки, при которых авария
неизбежна, например, вследстие образования „замка" зубчатых колес (т. е. одно-
временного включения двух зубчатых передач с различными передаточными числами
между одной и той же парой валов).
г) К. п. д. коробки скоростей, через которую передается, как правило, не
менее 80 —9О°/о, а нередко и еще большая часть всей потребляемой станком
мощности (см. § 11), должен быть возможно большим. Это достигается, наряду
с высоким качеством обработки деталей коробки и сборки ее механизмов, умень-
шением количества холостых зубчатых зацеплений, вращающихся вхолошую втулок
и хорошей смазкой трущихся поверхностей, но зав шит и от типа передач коробки
скоростей (например, от наличия в ней червячной передачи), от передаваемой
мощности, чисел оборотов шпинделя и валов коробки и от отношения некоторых
размеров (см. стр. 55—56).
Коробки скоростей станков
271
В приводе скоростных станков в передаче к шпинделю должно участвовать
тем меньше валов с зубчатыми передачами, чем выше число оборотов шпинделя.
Целесообразно, а нередко и необходимо весь ряд чисел оборотов шпинделя рас-
пределить на несколько групп (отрезков ряда) таким образом, чтобы при на-
стройке каждого из чисел оборотов низшей группы в передаче вращения участво-
вали все валы коробки, при настройке скоростей промежуточных групп были вы-
ключены из передачи промежуточные валы, а несколько верхних чисел оборотов
получались бы при непосредственном соединении шпинделя с электродвигателем
(многоскоростным). Иначе к. п. д. привода скоростного станка может оказаться
очень низким.
Как показали произведенные в ЭНИМС исследования [4], на величину к. п. д.
быстроходных коробок скоростей оказывают большое влияние, помимо потерь на
трение в передачах, в опорах шпинделя и других быстроходных валов, также потери
на размешивание и разбрызгивание масла в коробке скоростей, зависящие в основ-
ном от вязкости масла и его уровня в коробке, но также и от системы смазки.
Соответствующими конструктивными мероприятиями эти потери могут быть сущест-
венно уменьшены, как об этом подробнее сказано ни ке в соответствующих местах.
д) Передачи коробки должны работать плавно и но возможности бесшумно, что
зависит от качества обработки и сборки, качества подшипников качения, на кото-
рых монтированы валы коробки, и от правильного назначения допусков на меж-
осевые расстояния передач.
е) Механизмы коробки должны быть легко доступны для наблюдения за их
работой, для периодических осмотров в целях предупредительного ремонта, для
регулирования подшипников, муфт, тормозов, деталей системы управления. Эго тре-
бование учитывается при конструировании коробки устройством контрольных окошек
из оргстекла, крышек из такого же материала или из легкого сплава для облегче-
ния подъема и т. д. Внутри коробки скоростей некоторых современных станков
горит во время работы электролампочка, освещающая ее механизмы; сверху коробка
имеет крышку из оргстекла, благодаря чему легко наблюдать за работой передач
коробки, смазкой и пр. Если коробка смазываею! под давлением, то иногда
к прозрачной крышке подводится специальный отросток маслопровода; прекращение
струи масла из него, легко замечаемое рабочим, сигнализирует о неисправности
в работе смазочной системы коробки.
Замена быстро изнашивающихся деталей коробки, а также ремней, если они
имеются внутри нее, должна быть возможна при минимальной разборке.
ж) Корпус коробки скоростей должен быть уплотнен так, чтобы вытекание из
нею масла и попадание внутрь его грязи, абразива, смазочно-охлаждающей жидко-
сти и т. п. были исключены. Эго достигается соответствующей конструкцией
уплотнений мест выхода из корпуса валов, применением отражателей, а также
и тщательной пригонкой стыков крышек, закры тающих отверстия, с корпусом.
С той же целью вдоль стыка крышки с корпусом в горизонтальной плоскости
делают иногда канавку, в которой собирается масло, разбрызгивающееся из коробки.
Особенно тщательно должны быть разработаны и выполнены уплотнения опор
вертикальных шпинделей и валиков, выходящих из коробки.
Тщательно должна быть разработана также система и конструкция уплотнений
в тех станках, где шпиндельную бабку, в которой поминается коробка скоростей,
приходится перевертывать для выполнения некоторых работ. В подобных случаях
выливание масла из коробки предотвращается надежными уплотнениями или при-
менением в опорах деталей, сконструированных подобно чернильницам „невыли-
вайкам".
з) При наличии сменных элементов для настройки числа оборотов шпинделя
или смещения всего ряда оборотов вверх или вниз смена зубчатых колес или
шкивов и закрепление их должны производиться быстро и легко. Для этого смен-
ные шкивы делают из легкого сплава, диски зубчатых колес снабжают отверстиями,
для крепления сменных колес или шкивов без помощи гаечного ключа и отвертки
пользуются деталями специальной конструкции (см. стр. 256 и фиг. 245 и 246).
'272 Коробки скоростей и коробки подач
и) Коробки станков, шпиндель которых должен допускать реверсирование,
могут заключать реверсирующее устройство, если переключение приводного элек-
тродвигателя на обратное вращение невозможно или неудобно. В тех случаях,
когда обратное вращение шпинделя используется много реже, чем прямое, как это
имеет место, например, в токарно-винторезных станках, число обратных скоростей
шпинделя может быть сделано меньшим числа прямых скоростей (см., например,
фиг. 40 и 41, коробка скоростей станка модели 1А62 с 21 прямой и 12 обрат-
ными скоростями шпинделя).
Управление реверсирующим механизмом коробки должно быть сконструировано
так, чтобы невозможно было включение одновременно прямого и обратного вра-
щения шпинделя.
2. Технологические требования к коробкам скоростей подробно рассма-
триваются в курсе „Технология машиностроения". Ниже кратко перечислены лишь
важнейшие из требований, которые следует иметь в виду при разработке кон-
струкции коробки скоростей.
а) Конструкция коробки в целом должна отличаться простотой; последняя
характеризуется в значительной степени (но не только) количеством валиков, зуб-
чатых колес, муфт, подшипников скольжения и деталей систем управления и смазки.
б) Формы деталей коробки скоростей должны допускать удобную механическую
обработку их. Наиболее сложной по форме и трудоемкой частью коробки является
ее корпус: к точности расположения его отверстий относител:но базовых поверх-
ностей, к точности расстояний между осями этих отверстий, к параллельности осей
и т. д. предъявляются высокие требования. Поэтому желательно, чтобы число таких
отверстий корпуса, которые необходимо расточить и затем развернуть или шли-
фовать. было возможно малым.
С этой целью подшипники валов коробки иногда монтируют не непосредственно
в отверстиях корпуса, а во фланцевых втулках, которые вставлены в эти отвер-
стия с большим диаметральным зазором и крепятся к корпусу винтами, как для
примера показано на фиг. 258, изображающей развертку коробки скоростей попе-
речно-строгального станка. Положение каждой из трех фланцевых втулок, несущих
втулочные подшипники трех валиков коробки, фиксировано здесь двумя контроль-
ными штифтами. Такое конструктивное решение делазт излишней точную обработку
отверстий под опоры в корпусе коробки, однако осложняет сборку, что необходимо
учитывать при проектировании коробки.
Желательно, чтобы диаметры отверстий, расположенных на одной оси, умень-
шались в одну сторону, чтобы их можно было расточить, не поворачивая корпус
на 180° (расточка „елкой")- Это не обязательно в случаях, когда проектируется
станок единичного или мелкосерийного производства, и поэтому отверстия кор-
пуса коробки обрабатываются на универсальном горизонтально-расточном станке
с поворотным столом, или если масштаб производства оправдывает применение спе-
циального агрегатного станка с головками для растачивания корпуса с обеих сторон.
Обработка наружных поверхностей корпуса значительно облегчается, если стенки
его не имеют выступов и приливов на плоскостях, подлежащих обработке: в этом
случае возможно сквозное строгание или фрезерование стенок.
Внутренние подрезки осложняют обработку корпуса; поэтому нужно стараться
конструировать корпус так, чтобы не было необходимости в этих операциях.
Наглядный пример реконструкции коробки скоростей в направлении удовле-
творения указанных технологических требований представляет модернизация револь-
верного станка модели 1А36. На фиг. 259 показана коробка скоростей станка
модели 1А36, на фиг. 260 — коробка этого же станка, но модернизованного
(модели 1М36). Как видно из сравнения обеих конструкций, корпус модернизован-
ной коробки скоростей не имеет внутренних подрезок, диаметры соосных от верстий
уменьшаются в одну сторону. Благодаря тому, что механизм коробки несколько
перекомпонован, а прилив на ее задней стенке для подшипника приводного вала
заменен привертной втулкой, передняя и задняя стенки корпуса — плоские и допу-
скают сквозную обработку.
Коробки скоростей станков
273
1386
18 Ачерка!
274
Коробки скоростей и коробки подач
Фиг. 259.
Коробки скоростей станков 277
нежелательны), необходимость снятия припусков на многих местах корпуса во время
его механической обработки заставляют прибегать к медленному охлаждению в опоке,
естественному или искусственному старению отливки по тем же соображениям,
которыми руководствуются, подвергая старению литые станины. Чем ажурнее корпус
коробки, тем более он склонен к деформациям, вызываемым остаточными внутрен-
ними напряжениями, и тем обязательнее поэтому подвергать его старению.
Технические условия, относящиеся к точности изготовления и сборки коробок
скоростей станков, имеют целью главным образом обеспечить хорошую работу ее
передач и надежную опору всех ее валиков и особенно шпинделя; поэтому допуски
на неточность обработки корпуса сообразуются, во-первых, с типом передач и под-
шипников коробки, во-вторых, с теми требованиями, которые предъявляются к точ-
ности и к степени чистоты поверхности изделий, обработанных на станке.
Отсюда следует, напримзр, что для отверстий пол опоры параллельных валиков,
связанных зубчатыми передачами, на чертеже корпуса должны быть указаны пре-
дельные отклонения для: а) расстояния между осями отверстий и б) параллельности
между собой осей отверстий в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Для
отверстий под опоры пересекающихся валиков, несущих конические зубчатые колеса,
указываются отклонения: а) от соплоскостности (пересечения) осей и б) от пра
вильного угла между осями. Если валики связаны зубчатой винтовой, гипоидной
или червячной передачей, т. е. оси их скрещиваются, то для отверстий корпуса
под опоры этих валиков должны быть указаны на чертеже предельные отклонения
для: а) кратчайшего расстояния между осями и б) угла между осями (угла скре-
щения).
Для каждого из отверстий корпуса под опору помимо предельных отклонений
от номинального диаметра (обычно по 2-му классу точности) указываются также
допускаемые предельные отступления от правильной геометрической формы, т. е.
наибольшие овальность и конусность. Отклонения формы не должны выходить из
границ 7з — Чг поля допуска на неточность диаметра.
Наибольшее допускаемое расстояние между осями нескольких отверстий, которые
теоретически должны быть соосными, назначается сообразно с влиянием, которое
может иметь их несоосность на работу механизмов коробки скоростей.
Во всех тех случаях, когда в корпусе коробки обрабатываются плоскости,
перпендикулярные осям соответствующих отверстий, причем отступление от перпен-
дикулярности может вызвать осевое биение валика, допускаемое отклонение от
перпендикулярности должно быть обозначено на чертеже; для опорных торцов
оно ограничивается обычно 0,01—0,03 мм на 100 мм радиуса. В остальных слу-
чаях допускаемое отклонение от перпендикулярности на чертеже не указывается;
часто вообще нет надобности обрабатывать такие торцы.
Также и на расстояния между обработанными плоскостями, перпендикулярными
осям отверстий, как, например, между опорными торцами соосных отверстий
в противоположных стенках корпуса, должны быть назначены предельные откло-
нения. Так как осевое положение валиков фиксируется упорными подшипниками,
стопорными кольцами и другими деталями, а небольшая осевая игра валика нередко
не имеет значения, то эти предельные отклонения, как правило, довольно велики,
составляя 0,2 0,5 мм, а иногда и больше.
Абсолютные величины предельных отклонений для различных размеров корпуса
коробки скоростей назначаются в зависимости от требуемой точности относитель-
ных положений деталей коробки и от способа достижения точности размерных
цепей. При пользовании для последней цели компенсаторами эти отклонения могут
быть большими или даже соответствующие размеры могут быть оставлены свобод-
ными, как, например, расстояния между противоположными торцами расточенных
отверстий. Если применение компенсаторов невозможно, то при назначении пре-
дельных отклонений необходимо принимать в расчет влияние точности соответ-
ствующего размера на работу механизма коробки. Например, предельные откло-
нения межосевого расстояния двух валиков коробки скоростей, связанных передачей
цилиндрическими зубчатыми колесами, зависят не только от этого расстояния, но
278
Коробки скоростей и коробки подач
и от класса точности колес, а этот класс точности зависит в свою очередь от
назначения станка, функции передачи в станке и от окружной скорости колес.
Для некоторых размеров предельные отклонения стандартизованы ГОСТ, для
других — нормалями МСС На рабочем чертеже корпуса эти отклонения должны
быть указаны, как обычно, рядом с соответствующим размером, а где это невоз-
можно — отдельными надписями. На рабочем чертеже корпуса должно быть дано
достаточное число видов и разрезов (см., например, фиг. 262, чертеж корпуса
шпиндельной бабки станка модели 2953).
§ 3S. ТИПЫ КОРОБОК СКОРОСТЕЙ
Большое разнообразие типо-размеров современных металлорежущих станков
обусловило и соответственное разнообразие типов конструкции их коробок скоро-
стей, которые различаются по следующим важнейшим признакам:
А. Расположение в станке
В большинстве станков с вращательным главным движением коробка скоростей
располагается в непосредственной близости от шпинделя (или шпинделей), в шпин-
дельной бабке. Значительно реже коробка скоростей этих станков выносится в ста-
нину или в ее ножку, образуя редуктор. Выводной вал последнего связывается
ременной или цепной передачей со шпинделем или с валом шпиндельной бабки, от
которого вращение может передаваться шпинделю непосредственно или через пере-
бор. Устройство для реверсирования шпинделя может находиться либо в редукторе,
либо в шпиндельной бабке, если только для этой цели не используется электро-
двигатель привода (см. § 71).
Типичный пример такого станка с разделенным приводом представлен
на фиг 263, схематически изображающей токарно-винторезный станок типа, одина-
ковсто со станком модели 1618Р. Как видно из этой схемы, расположенный в левой
ножке редуктор на шесть ступеней скорости передает вращение широким плоским
Типы коробок скоростей
279
ремнем шкиву шпиндельной бабки, соосному со шпинделем, но вращающемуся
в отдельных шарикоподшипниках. Этот шкив может быть соединен со шпинделем
непосредственно для получения ряда высоких скоростей или связан с ним через
понижающий перебор для получения шести нижних ступеней скорости (см. стр. 61 и 223
и фиг. 208 и 209). Таким образом, механизм 12 скоростей шпинделя разделен здесь
на две части — редуктор, дающий шесть ступеней, и расположенный в шпиндельной
бабке перебор, удваивающий это число. Направление вращения шпинделя изме-
няется здесь реверсированием приводного двигателя.
Фиг. 263.
При решении вопроса о местоположении коробки скоростей в проектируемом
станке — в шпиндельной бабке или вне ее — нужно принимать в расчет следующие
соображения.
Разделение привода шпинделя по весьма типичной схеме фиг. 263, т. е. таким
образом, что основная часть коробки скоростей вынесена в станину, а в шпин-
дельной бабке оставлены лишь перебор и приводной шкив, обладает следующими
достоинствами: а) коробка скоростей, являющаяся нередко источником вибраций,
удалена от шпинделя, с которым она связана посредством упругого элемента —
ремня; б) уменьшаются нагревание шпиндельной бабки (от трения в передачах и
в подшипниках) и вызываемые им деформации корпуса, которые могли бы отра-
зиться на точности вращения шпинделя. В ряде случаев такое конструктивное
решение представляет и те удобства, что: а) создаются более благоприятные уело •
вия для увеличения диаметра шпинделя и отверстия в нем, для повышения жест-
кости шпинделя и его опор; б) имеется больше места для размещения механизмов
коробки; в) шпиндельная бабка получается более компактной; г) облегчается мон
таж редуктора, который обычно можно встраивать в станок в виде полностью
собранного узла.
Такой конструкции привода присущи, однако, и некоторые недостатки. Прежде
всего необходим второй корпус для редуктора. Скорость ремня, передающего
вращение от редуктора шпинделю, здесь переменна, и для того чтобы он пере-
давал шпинделю полную мощность двигателя также и на нижних ступенях ско-
280 Коробки скоростей и коробки подач
рости, шкив должен быть сделан широким; следовательно, расстояние между под-
шипниками шкива получается большим. Проходящий через шпиндельную бабку
ремень трудно защитить от масла. Применение бесконечного заранее склеенного
плоского ремня требует для надевания его на приводной шкив разборки всего
узла шпинделя, что неудобно и нежелательно (разрегулировка шпинделя); поэтому
подготовленный к склейке ремень приходится заводить вокруг шкива в шпиндель-
ную бабку, стягивать струбцинкой и затем склеивать на месте. Такие же не-
удобства связаны с заменой лопнувшего ремня; чтобы сделать надобность в этой
операции возможно редкой, ширину ремня обычно берут с большим запасом. Так
как размещение натяжных роликов и тому подобных устройств внутри шпиндель-
ной бабки затруднительно, то весь редуктор часто подвешивают на оси, около
которой его можно поворачивать, подтягивая таким образом ремень. В конструк-
ции по фиг. 216 (стр. 228) для этой цели предусмотрен винт 9, положение кото-
рого фиксируется двумя гайками. Возможно и иное решение, при котором редук-
тор установлен неподвижно, а ведущий шкив укреплен в качающемся корпусе.
Некоторые из отмеченных недостатков ослабляются в случае применения
клиновых ремней: они не требуют настолько точной регулировки натяжения, как
плоские, и могут быть взяты такого профиля и в таком количестве, что разрыв
их будет происходить очень редко. Однако при скоростях свыше примерно 25—
30 м/сек клиновые ремни нормального качества недостаточно долговечны, и поэ-
тому приходится прибегать к плоскоременной передаче. Наиболее серьезные недо-
статки были бы устранены при консольном расположении приводного шкива;
однако это сильно усложняет конструкцию шпиндельной бабки.
Окончательное решение в пользу коробки скоростей, встроенной в шпиндель-
ную бабку, или коробки, вынесенной из нее, принимается в каждом отдельном
случае на основании учета всех указанных особенностей обеих конструкций и
сопоставления трудоемкости и стоимости обоих вариантов.
Б. Способы осуществления различных передаточных отношений
Коробка скоростей может быть сконструирована таким образом, чтобы настройка
необходимого числа оборотов шпинделя производилась при помощи переключения
одних только постоянных передач, посредством одной лишь смены зубчатых колес
или шкивов, посредством сочетаний различных постоянных и сменных передач.
При всех трех вариантах возможно и часто целесообразно применение в приводе
многоскоростного электродвигателя.
Коробки первого типа, заключающие одни лишь постоянные передачи и осу-
ществляющие поэтому неизменный ряд передаточных отношений, характерны для
весьма многих станков общего назначения — токарных, сверлильных, фрезерных,
строгальных и др. Примеры подобных коробок приведены на дальнейших фигу-
рах. Для этих станков, которые в современном машиностроении должны исполь-
зоваться, как правило, лишь для производства единичных изделий или в ремонт-
ных цехах, такое конструктивное решение оправдано: настройка числа оборотов
шпинделя либо числа двойных ходов ползуна или стола в точном соответствии
наивыгоднейшей скорости резания путем смены колес для обработки всего лишь
одного-двух изделий была бы при небольшом машинном времени экономически
невыгодна. Напротив, если машинное время на одно изделие довольно велико,
как это имеет место, например, для тяжелых токарных, карусельных, продольно-
строгальных станков, гитара сменных колес для точной настройки скорости реза-
ния целесообразна. Пример такого правильного решения представлен на фиг. 264,
изображающей кинематическую схему лобового токарного станка модели 1686А.
Планшайба диаметром 2300 мм делает здесь от 1,05 до 4,2 об/мин. Так как
машинное время на одно изделие для лобовых токарных станков обычно велико,
то для настройки числа оборотов планшайбы соответственно наивыгоднейшей
скорости резания, в привод введена пара сменных зубчатых колес (на схеме
колеса г = 17 и г= 82). Как видно из схемы, привод получился благодаря этому
чрезвычайно простым. Следует заметить, что в подобных случаях, когда речь
Типы коробок скоростей
281
идет о тяжелом станке, коробке скоростей и гитаре сменных колес, нередко пред-
почитают тонко регулируемый или бесступенчатый электрический привод.
Второе решение — настройка скорости резания посредством одних лишь смен-
ных колес — целесообразно для станков, предназначенных для обработки больших
серий одинаковых изделий. Для таких станков доля времени перенастройки меха-
низма скоростей, отнесенная на одно изделие, пренебрежимо мала по абсолютной
величине и очень мала по сравнению с увеличением машинного времени, которое
могло бы иметь место при отсутствии гитары сменных колес, позволяющей уста-
новить наивыгоднейшую скорость резания. Поэтому указанное решение, при кото-
ром коробка скоростей существует лишь в форме однопарной или двухпарной
гитары или двух однопарных гитар сменных колес, широко применяется в спе-
циальных станках и в универсальных автоматах и полуавтоматах для крупносерий-
ного и массового производства, как это иллюстрируют следующие примеры.
На фиг. 265 изображена шпиндельная бабка станка модели 2953 для глубо-
кого сверления. От приводного шкива вращение передается здесь шпинделю через
,26 , а
постоянную зубчатую передачу — и пару сменных зубчатых колес у , причем ве-
домое сменное колесо насаживается на конец шпинделя непосредственно у его
задней опоры.
В приводе шпинделя резьбонарезного станка по фиг. 266 применено еще более
простое конструктивное решение — без постоянных зубчатых колес.
Также и во многих токарных, фрезерных, сверлильных, зуборезных полу-
автоматах настройка скорости резания производится при помощи однопарной
гитары сменных колес. Очень широко используется этот способ настройки в глав-
ном приводе многорезцовых токарных станков, например моделей 1730, 1720
(см. фиг. 235, ведомое колесо Ь).
Реже применяются для этой цели двухпарные гитары. Для примера на фиг. 267
приведена коробка скоростей вертикального одношпиндельною алмазно-расточ-
ного полуавтомата модели 269 ^сменные передачи у • . Другой пример — на
фиг. 268, изображающей коробку скоростей токарного операционного станка
с настройкой скорости шпинделя посредством двух однопарных гитар.
Достоинство рассмотренного конструктивного решения — его большая простота,
основной недостаток — сравнительная ограниченность диапазона регулирования
скоростей при однопарной гитаре: если применять для зубчатой передачи предельные
1 4 5
передаточные отношения «mjn у- и игаах~ -j- , этот диапазон /?„^20. Для авто-
матов и полуавтоматов такой диапазон скоростей шпинделя обычно вполне доста-
точен. Двухпарная гитара позволяет получить значительно большие диапазоны
регулирования.
Для станков, на которых обработка заготовок производится мелкими сериями,
наиболее выгодным является третье решение, т. е. сочетание несложной коробки
на две - четыре - шесть ступеней скорости с гитарой сменных колес. При этом
можно вести обработку мелких серий деталей без перенастройки гитары, поль-
зуясь для изменения чисел оборотов шпинделя переключением лишь постоянных
передач коробки. В то же время имеется возможность смещать весь ряд оборо-
тов шпинделя вверх или вниз (соответственно, например, переходу на обработку
заготовок из другого материала) путем перенастройки гитары. Она позволяет также
более точно настраивать числа оборотов шпинделя соответственно желаемой ско-
рости резания, если размер серии и машинное время на одну заготовку эконо-
мически оправдывают смену колес гитары. Поэтому указанное решение особенно
распространено в станках для мелко- и среднесерийного производств, однако иногда
применяется также в станках для крупносерийного и массового производств; нали-
чие коробки с постоянными передачами в таких станках представляет то удобство,
что если в партии попадаются отдельные заготовки из материала с пониженной
обрабатываемостью, нет надобности перенастраивать из-за них гитару.
282
Коробки скоростей и коробки подач
Типы коробок, скоростей
283
«Риг. 267.
284
Коробки скоростей и коробки подач
Эта же комбинация механизмов, но с более сложной постоянной коробкой,
используется иногда в станках общего назначения с целью упрощения конструкции
коробки скоростей при надобности в большом диапазоне регулирования и мелкой
градации оборотов шпинделя, следовательно, в большом числе ступеней скорости.
Для примера можно указать на радиально-сверлильный станок модели 2А56,
коробка скоростей которого дает при постоянной настройке однопарной гитары
12 ступеней скорости шпинделя. Аналогичный в отношении диапазона работы
Фиг. 268.
германский радиально-сверлильный станок фирмы Кольб имел коробку на 36 ско-
ростей шпинделя, состоящую из одних лишь постоянных колес, что привело
к очень сложной и громоздкой конструкции коробки. При этом вследствие от-
сутствия гитары сменных колес станок Кольб не мог быть приспособлен для
серийного производства так легко, как станок модели 2А56.
Примеры коробок скоростей с переключением постоянных передач и сменными
колесами приведены на фиг. 269 (передняя бабка многорезцового токарного станка
модели 16-171) и на фиг. 270 (коробка скоростей продольно-фрезерного станка
модели 636).
Эксплуатационные преимущества последнего решения сравнительно с предыду-
щим сказываются в особенности при недостаточном постоянстве обрабатываемости
материала в одной и той же партии изделий.
Типы коробок скоростей
285
286 Коробки скоростей и коробки подач
В. Способы включения и выключения передач
В зависимости от способа включения и выключения передач коробки скоростей
станков можно классифицировать следующим образом:
1. Коробки с передвижными зубчатыми колесами и блоками колес, в которых
переключения производятся перемещением этих колес и блоков вдоль своих валов.
2. Коробки с накидными зубчатыми колесами (нортоновские коробки), в кото-
рых переключения скоростей осуществляются перемещением паразитного колеса
или блока вдоль оси и поворотом вокруг нее.
3. Коробки со сцепными муфтами, посредством которых включаются и выклю-
чаются соответствующие зубчатые (или иногда цепные) передачи.
4. Коробки с планетарными передачами, в которых переключения скоростей
производятся при помощи тормозов.
В некоторых коробках скоростей включение и выключение передач производятся
комбинированием этих способов, например, посредством сцепных муфт и передвиж-
ных блоков зубчатых колес.
Наиболее распространены в современных станках коробки скоростей, указан-
ные в пп. 1 и 3.
1. Преимущества первого способа переключений наглядно уясняются из сравне-
ния двух коробок скоростей, показанных на фиг. 258 и 261. Обе они совершенно
тождественны по структуре, содержат одинаковые количества зубчатых колес
и валиков и дают одно и то же число ступеней скорости. Основное различие их
состоит в том, что в первой из этих коробок переключения скоростей произво-
дятся посредством двух кулачных муфт на первом и третьем валиках коробки,
во второй коробке—посредством перемещения двух двойных блоков колес на
тех же валиках.
В то время как в коробке по фиг. 258 при всех переключениях в зацеплении
находятся все зубчатые колеса, а передают крутящий момент лишь две пары их,
в коробке с передвижными блоками по фиг. 261 все колеса, которые не уча-
ствуют в передаче движения и усилий, выведены из зацепления. Благодаря этому
колеса этой коробки будут изнашиваться при прочих одинаковых условиях медлен-
нее колес коробки по фиг. 258; производимый коробкой шум будет, очевидно,
меньше при расцеплении неработающих передач. Преимуществом является также
отсутствие муфт и более простая конструкция зубчатых колес, на торцах которых
в коробке по фиг. 258 должны быть профрезерованы кулачки. Система управле-
ния в обоих случаях может быть сделана одинаковой. Одинаковы также при про-
чих одинаковых условиях габариты обеих коробок. При применении кулачных
или зубчатых муфт возможности переключения скоростей на ход}' ограничены
в такой же степени, как и при применении передвижных зубчатых колес.
Указанными преимуществами рассматриваемого способа переключения скоростей
объясняется то обстоятельство, что коробки с передвижными колесами и блотами
колес пользуются в настоящее время наибольшим распространением в станках
всех типов, в которых вообще уместно применять коробки скоростей с постоян-
ными передачами.
Следует иметь в виду, что передвигать от руки блоки и зубчатые колеса та-
ких больших размеров, какие могут понадобиться в механизмах тяжелых станков,
может оказаться очень трудным или даже невозможным. В подобных случаях при-
ходится прибегать к специальному электродвигателю для перемещения таких
блоков.
Если по характеру работы станка необходимо обеспечить переключение ско-
ростей шпинделя на ходу, то приходится отдать предпочтение механизмам с по-
стоянно сцепленными зубчатыми передачами и включением их посредством фрик-
ционных муфт (см. п. 3) с планетарными передачами (п. 4) и др., либо применить
бесступенчатый вариатор.
Примеры конструкций коробок скоростей с передвижными блоками колес при-
ведены на фиг. 271 и дальнейших.
ф
Ачеркаа.
1386.
noft
иг. 271 б
Типы коробок, скоростей
287
t
288
Коробки скоростей и коробки подач
На фиг. 271а и 2716 представлена передняя бабка токарно-винторезного станка
модели 1Д62М, структурный график которой был приведен на фиг 41а. Соответ-
ственно структурной формуле коробки 18 = 2-3-2-2-1—6 (см. стр. 91), все
переключения скоростей производятся здесь посредством одного тройного и трех
двойных блоков колес. Все блоки здесь — цельные.
Также и в коробке скоростей расточного станка модели 104, развертка кото-
рой представлена на фиг. 272, а график чисел оборотов шпинделя — на фиг. 273,
переключения производятся аналогичным способом. Структурная формула коробки
8 = 1•2-2-1•2-1; поэтому она должна содержать три двойных блока колес.
Один из них, перемещаемый на валу IV, сделан цельным (z X m = 48 X 5, 34X5).
j Два других блока конструктивно оформ-
лены в виде двух отдельных передвиж-
ных колес каждый: 27x5 и 21X5 на
д валу II, 52x6 и 20X6 на валу V.
Управление каждой парой этих колес
сблокировано таким образом, что одно-
Ш временное включение обоих колес од-
ного вала невозможно.
На фиг. 274 представлена коробка
скоростей бесконсольного вертикаль-
но-фрезерного станка модели 6Д16
.у с передвижными двойными блоками
зубчатых колес.
Коробка скоростей по фиг. 275, а
И и б, координатно-расточного станка
дает 9 = 3-3 ступеней скорости
(фиг. 276). Все переключения
получаются здесь перемеще-
нием лишь двух зубчатых
колес z хш =46x2 вдоль
валов I и III. Четыре остальных колеса сидят на этих валах вхолостую и связываются
с ними при сцеплении их с соответствующим колесом 46X2, для чего все зубчатые
колеса валов / и/// имеют торцевые кулачки. Колеса 46 X 2 работают, следовательно,
либо как зубчатые колеса, либо как кулачные муфты. Четыре остальных колеса
валов / и /// всегда находятся в зацеплении с сопряженными колесами вала //.
Таким образом, здесь в значительной степени теряются преимущества коробок ско-
ростей без муфт, и по своей конструкции данная коробка должна быть отнесена
скорее к типу, указанному в п. 3: передвижные колеса можно рассматривать как двух-
сторонние кулачные муфты, снабженные зубчатыми венцами, а остальные колеса
да валах / и /// имеют на торцах кулачки, как и в коробках с переключением
скоростей посредством муфт.
Принятое в данном случае решение вызвано двумя причинами: желанием сделать
возможным шлифование всех зубчатых венцов (что было бы невозможно в случае
цельных узких двух- или трехвенцовых блоков) и стремлением уменьшить длину
коробки: при обычной яузкой“ конструкции тройных блоков и одном связанном
колесе z = 46 длина среднего вала, а отсюда и всей коробки между опорами
должна была бы быть не меньше 13/>, где Ь—ширина колеса (фиг. 277). Между
тем при принятом решении этот размер составляет лишь около 10/>.
В коробке скоростей радиально-сверлильного станка модели 257 (см. фиг. 42)
имеется только одна шестерня, которая находится в зацеплении с сопряженным
колесом также и тогда, когда оно не работает (левая холостая шестерня z = 35
на валу ///; см. также фиг. 43,б). Все остальные зубчатые колеса находятся в за-
цеплении только тогда, когда они участвуют в передаче работы.
При сравнении вариантов коробок с передвижными блоками колес нужно учи-
тывать, что наиболее удобны двойные блоки; тройные блоки приходится переводить
через среднее колесо сопряженного вала. Четырехвенцовые передвижные блоки
19 Ачеркан 1386
290
Коробки скоростей и коробки подач
применяются в коробках скоростей и подач много реже двух- и трехвенцовых; они
еще менее удобны в указанном отношении, чем последние. Преимущество цельного
четырехвенцового блока перед двумя двойными блоками — более простое управле-
ние — оправдывает его применение в тех случаях, когда обусловленное им увели-
чение длины коробки не имеет значения.
Двухвенцовые блоки особенно предпочтительны в тех случаях, когда они должны
переводиться с помощью гидравлики, так как гидроуправление такими блоками
получается, очевидно, наиболее простым (правое и левое положения поршенька
в цилиндре). Устройство для гидроуправления тройным блоком получается гораздо
более сложным.
При использовании в коробке шеврон-
ных передач между валами переключение
скоростей посредством передвижных ко-
лес или блоков становится, очевидно,
невозможным. Для косозубых передач
такой способ переключения хотя и воз-
можен, но значительно осложняет изго-
товление валиков, которые должны иметь
Фиг. 277.
Фиг. 276.
винтовые („спиральные”) шлицы, обработанные с высокой точностью; пере-
движение блока вдоль такого валика труднее, чем по валику с прямыми шли-
цами. Поэтому для переключения скоростей в коробках с косозубыми или шеврон-
ными передачами служат сцепные муфты (см. ниже п. 3).
Ввиду большого влияния на к. п. д. быстроходных коробок скоростей потерь
в зубчатых зацеплениях и фрикционных муфтах, коробки этого рода следует кон-
струировать с таким расчетом, чтобы в зацеплении находились по возможности
только работающие шестерни, т. е. с включением передач посредством пере-
движных зубчатых колес или блоков, и чтобы высокие числа оборотов шпинделя
получались через наименьшее количество зубчатых передач. Пример такого реше-
ния показан на фиг. 278, представляющей развертку шпиндельной бабки
быстроходного токарно-винторезного станка модели 1620 с числами оборотов
шпинделя до 3000 в минуту.
Высокий (верхний) диапазон скоростей шпинделя получается включением электро-
магнитной муфты Ml; при этом клиноременный шкив оказывается непосредственно
соединенным со шпинделем. Муфты М2 и М3 при этом выключены, зубчатые ко-
леса в передаче вращения не участвуют.
Средний диапазон скоростей получается через перебор когда муфты Ml и
М3 выключены; муфта М2 включена, благодаря чему левый отрезок вала 1 соединен
со средним отрезком вала; зубчатая полумуфта 6 введена в полумуфту 7, благо-
даря чему средний отрезок вала / сцеплен с правым отрезком. Шестерня 9 пере-
ведена влево. Вращение сообщается шпинделю через две зубчатые передачи:
(Л (£)_ 1
(3) ‘ (2) 4 •
Пониженный диапазон скоростей: муфта Ml выключена, муфты М2 и М3 вклю-
чены, зубчатое колесо И передвинуто влево до сцепления ее внутренних зубьев
Типы коробок скоростей
291
Т77-////У/,
292
Коробки скоростей и коробки подач
с зубьями полумуфты 12. Зубчатые колеса 8 и 9 занимают каждое свое левое
положение. Передача вращения шпинделю — через четыре пары зубчатых колес:
(/) (4) (14) (£) J_
(5) ‘(10)’ (8)' (2) 16’
Низкий диапазон скоростей: муфты Ml и М3 выключены, М2 включена, зуб-
чатая муфта 6—7 сцеплена, 12—11 расцеплена, так как колесо 11 передвинуто
вправо.
(О И (/£) (£)
(5) ' (11) ' (8) ' ~
Передача вращения шпинделю — через четыре пары зубчатых колес
1гб X н Л
— через наиболее понижающий перебор.
Благодаря такой схеме привода к. п. д. станка получается достаточно высоким
я на высоких ступенях скорости шпинделя.
Тот же принцип конструкции выдержан и в коробке скоростей фрезерных
станков моделей 6Н82 и 6Н82Г, фиг. 279, устройство которой не требует пояснений.
2. Второй из указанных выше (стр. 286) способов, при котором переключения
производятся посредством зубчатого колеса, перемещаемого вдоль валика и затем
поворачиваемого вокруг него до сцепления с соответствующим колесом ступенча-
того конуса, используется в настоящее время в нортоновских коробках подач
(стр. 316). В коробках скоростей современных станков такой способ переключений
встречается лишь в немногих моделях. Редкое применение этого способа пере-
ключений в коробках скоростей объясняется непригодностью механизмов типа
нортоновской коробки для передачи вращения при тех высоких числах оборотов и тех
Типы коробок скоростей 293
величинах крутящего момента, которые обычны для шпинделей современных
станков не очень малых размеров. Распространенный способ фиксирования
накидного колеса или блока нортоновской каретки при помощи пружинного
штифта для быстроходных передач ненадежен, и всегда имеется опасность
либо самовыключения, либо затягивания накидного колеса между ведущим и ведо-
мым валами в зависимости от направления их вращения; в последнем случае серьез-
ная авария коробки неизбежна. Другие недостатки коробок этого типа, препят-
ствующие применению их в качестве коробок скоростей, подробнее указаны на
стр. 316-317.
3. По причинам, упомянутым выше, в п. 1, коробки скоростей, в которых
переключения производятся с помощью сцепных муфт, распространены значительно
менее коробок скоростей с передвижными колесами и блоками. Многие заводы,
выпускавшие прежде станки с коробками скоростей первого типа, впоследствия
перешли к изготовлению тех же моделей с коробками с передвижными зубчатыми
колесами.
Применение муфт в коробках скоростей для переключения их необходимо ил»
целесообразно в следующих случаях:
а) В коробках с косозубыми, шевронными (см. фиг. 232) или червячным»
передачами. В качестве примера можно привести коробку скоростей токарно-
винторезного станка модели 1А62. Кинематическая схема коробки изображена на
фиг. 40, график чисел оборотов — на фиг. 416, развертка — на фиг. 280: как
показано на последнем рисунке, обе шпиндельные передачи здесь — косозубые,
поэтому находятся в постоянном зацеплении и включаются посредством кулачно-
зубчатой муфты, посаженной на шпиндель.
Другой пример приведен на фнг. 281 (развертка коробки скоростей универ-
сального токарно-затыловочного станка). Шпиндель должен получать здесь как
низкие, так и сравнительно высокие числа оборотов — от 1 до 360 в минуту;
поэтому на шпинделе сидят вхолостую два колеса — червячное и цилиндрическое
зубчатое, одно из которых может быть связано со шпинделем перемещением
кулачной муфты вправо или влево. Структурная формула коробки 12=2-3-2
(если не считать постоянных передач) и остальные переключения механизма
производятся при помощи одного двойного и одного тройного блока зубчатых
колес.
б) Для переключения скоростей на ходу, без притормаживания. Чтобы это было
возможно, все сопряженные колеса должны оставаться в постоянном зацеплении,
а переключения должны производиться при помощи фрикционных муфт. Примером
такой конструкции может служить коробка скоростей токарно-револьверного станка
модели 1В36, известная из общего курса станков.
в) В реверсирующих устройствах коробок скоростей, причем переключение
двухсторонней фрикционной муфты сопровождается притормаживанием коробки
посредством имеющегося для этой цели тормоза, либо сама муфта выполняет также
функции тормоза. Примеры подобного применения фрикционных муфт в коробках
скоростей приведены на некоторых фигурах гл. X и XIII.
г) Для включения и выключения зубчатого перебора, все колеса которого на-
ходятся в постоянном зацеплении, как это нередко встречается в коробках ско-
ростей с переборами, построенными по схеме ступеней возврата (см. § 14—16).
В коробках скоростей станков используются сцепные муфты почти всех типов.
Относительно выбора их см. указания в § 53.
4. Если коробка скоростей заключает планетарные передачи, то, затормаживая
различные зубчатые колеса их, можно получать различные передаточные отноше-
ния между ведущим и ведомым валами. На этом принципе основана конструкция
коробок скоростей, которые нашли применение в токарно-винторезных, фрезерных
и карусельных станках некоторых заводов. Одна из таких коробок изображена
полусхематически на фиг. 282.
Вал / — ведущий и связан с валом электродвигателя муфтой или какой-либо
передачей. Вал //— ведомый; если коробка встраивается в станок как редуктор,
294
Коробки скоростей и коробки подач.
Фиг. 280.
Типы коробок скоростей
295
Фиг. 281.
то на конце вала II может быть заклинен, например, шкив, как показано на фи-
гуре справа.
Коробка содержит две планетарные передачи с внутренним зацеплением, состоя-
щие из колес 1—2—3 и 4—5—6. Каждая из этих передач управляется двумя
кольцевыми электромагнитами (А, В и
(I, D), из которых один (В и С) /—г—s
жестко скреплен с неподвижным кор- ”
нусом коробки, а второй (А и D)
вращается вместе с ведущим, соответ-
ственно с ведомым валом. Электро-
магнит А скреплен, кроме того, с цент-
ральным колесом 3 левой планетарной
передачи, электромагнит D — с води-
лом, несущим оси сателлитов 5 правой
передачи.
Между электромагнитами А и В,
С и D помещены дисковые якори М
и N; первый из них связан с наруж-
ным зубчатым колесом / левой пла-
нетарной передачи, второй — с цент-
ральным колесом 6 правой передачи.
ЕЗодило Q левой передачи скреплено
болтами с зубчатым колесом 4 правой.
При постоянной скорости ведущего
вала I можно получить четыре различ-
ные скорости ведомого вала II, подводя
левых электромагнитов, тогда как два остальных электромагнита обесточены.
ток к одному из правых и к одному из
п
Обозначая числа оборотов зубчатых колес и валов коробки через п, а началь-
ные диаметры колес через D, в обоих случаях — с соответствующими индексами,
можно написать, пользуясь формулой Виллиса:
для левой планетарной передачи
па ~ п8, Оу.
«у - па, ^3 '
296
Коробки скоростей и коробки подач
где пв, — число оборотов левого водила (Q), или так как пв, — ni и nt = nh то
п1 - П\ = _ О1_
л4 D3 ’
для правой планетарной передачи
п< - _De
пв — пв> Dt
и ввиду того, что Пв> = Пц,
- пп _ _ £в_
пй — ПИ Dt
(36.1)
(36. 2)
Четыре ступени скорости вала II получаются следующим образом:
1. Включены электромагниты В и С. Следовательно, заторможены якорь М
с зубчатым колесом 1 и якорь М с колесом 6, т. е. n1 — Q и nt = 0. Из формул
(36.1) и (36. 2) при этом получается
И/ = ~ пч _ _ 21 — п4 ” Оз ' —Пи~ Di'
откуда ”4 = 1 Р« «4 ' О3' Пц Dt
И 1 ^,=+ <38-3>
2. Включены электромагниты В и D. Левая планетарная передача работает так
же, как в предыдущем случае. В правой передаче вследствие включения магнита D,
который притягивает якорь N, связанный с зубчатым колесом 6, это колесо вра-
щается синхронно с водилом сателлитов 5, т. е. вся передача вращается как одно
целое. Поэтому ni—nlI и из формулы (36.1) при пг = 0 и ni = Пц получается
п! ~ пп == __ = j ,
11 а О3 п а Оз
(36. 4)
3. Включены электромагниты А и С. Правая передача работает, как в первом
случае, левая — как одно целое с валом I, т. е. пй = 0, «4 = nt. Из формулы (36. 2)
следует при этом:
^~пЧ = -Л?. и = 1-|А . (36. 5)
- Пц Di пц
4 Включены электромагниты А и D. Обе планетарные передачи вращаются,
как одно целое со своими валами, и так как водило Q и колесо 4 скреплены
болтами, то валы I и II вращаются с одинаковой угловой скоростью: =1.
пп
Таким образом, коробка дает четыре различных передаточных отношения: ij,
4, /8, «4, причем:
! 7- = 1- <36-6>
*3 ^4 14
Типы коробок скоростей
297
Как видно отсюда, ряд значений ij будет геометрическим со знаменателем ф
при соблюдении двух необходимых и достаточных условий:
! + §-=<? и (36.7)
г.е.
= <? — 1 и Р = Ф2 1. (36.8)
D 4 /<3
Поскольку в коробке по схеме фиг. 282 < О4 и > Оя, то отсюда сле-
дует, что <р2—1 > 1, т. е. должно быть ф > 1,41.
Увеличивая число планетарных передач коробки до трех или четырех и соот-
ветственно число электромагнитов до шести или восьми, можно получить восемь
и шестнадцать ступеней скорости на ведомом валу. Реверсирование производится
переключением двигателя на обратный ход или посредством добавочной планетар-
ной передачи.
Достоинствами коробок описанного типа являются компактность, возможность
быстрого переключения скоростей на ходу, простота управления (кнопками), до-
вольно высокий к. п. д., низкий расход энергии на возбуждение электромагнитов
(мощность от 40 до 80 вт в зависимости от числа ступеней и размеров коробки).
Их основные недостатки — технологическая сложность конструкции, применимость
не при всяком стандартном значении знаменателя ряда оборотов и сложность ре-
монта, вследствие чего большого распространения в станках коробки этого типа
до сих пор не получили.
Как уже упоминалось, конструкция коробки скоростей может быть значительно
упрощена, если применить в главном приводе двух- или многоскоростной электро-
двигатель (см., например, фиг. 244 и 283—коробка скоростей и график чисел
оборотов шпинделя копировально-фрезерного полуавтомата системы Т. Н. Соколова,
мод. 6441 А). Поэтому до окончательного выбора схемы и типа коробки ско-
ростей следует тщательно взвесить варианты с такими двигателями. Равным обра-
зом должны быть учтены возможности применения бесступенчатого вариатора
и оценены даваемые ими выгоды.
Конструкции корпусов коробок скоростей зависят от габаритов
и расположения механизмов, которые должны быть размещены в корпусе, а также
от желаемого способа монтажа в нем шпинделя и других валов. На фиг. 284
схематически показаны основные конструкции корпусов коробок скоростей: а —
при осевой сборке, всех валов (неразъемный корпус); б — при поперечном монтаже
шпинделя и осевой сборке остальных валов (частично разъемный корпус); в — при
поперечном монтаже шпинделя и всех других валов (цельный корпус с независи-
мыми подшипниками); г — при осевом монтаже шпинделя и поперечной сборке
остальных валов (разъемный корпус). На фиг. 285,й—d изображены различные
способы крепления корпуса коробки скоростей к станине станка. Обе последние
схемы разработаны в ЭНИМС инж. Е. Г. Алексеевым.
Корпус коробки скоростей должен быть предохранен от смещений усилиями,
действующими на него во время работы станка, особенно, если в этом корпусе
находится шпиндель (шпиндельная бабка) и, следовательно, смещение отразилось
бы на точности размеров обработанного изделия. Поэтому корпус коробки должен
быть надежно закреплен в трех взаимно-перпенликулярных направлениях. Так
например, корпус передней бабки токарного станка может быть закреплен в про
дольном направлении болтами, а в поперечном — несколькими винтами, проходя-
щими через станину и прижимающими приливы, сделанные для этой цели на
нижней стороне корпуса, к боковой поверхности стенки станины.
Конструкции валов коробок скоростей, их опор и различные варианты их мон-
тажа рассмотрены в § 51 и 52 гл. IX. Об управлении механизмами коробок ско-
ростей и их смазке см, гл. XIV и XV.
298
Коробки скоростей и коробки подач
Коробки подач 299
§ 37. КОРОБКИ ПОДАЧ
А. Общие положения. Требования к коробкам подач
Чрезвычайное разнообразие механизмов подач современных металлорежущих
станков обусловлено зависимостью конструкции этих механизмов от многих фак-
торов и прежде всего от количества ступеней подачи, структуры ряда подач (гео-
метрический, арифметический или специальный ряд), числа направлений движения
подачи (например, вправо и влево, вперед и назад или только вправо и влево)
и характера подачи (непрерывная или периодическая). На конструкцию этих меха-
низмов влияет, кроме того, требуемая точность согласования скорости подачи со
скоростью главного движения, что в свою очередь определяет возможность при-
вода подач от отдельного электродвигателя. Легко понять поэтому, что механизм
подач, например вертикально-сверлильного станка, где движение рабочей подачи
шпинделя происходит лишь в одном направлении и число ступеней скорости по-
дачи составляет три — шесть, значительно проще по конструкции механизма подач
гокарно-винторезного станка, который должен давать иногда до 100 и больше
ступеней подачи (см. табл. 4 на стр. 48) в продольном направлении и до 60 подач
в поперечном.
Механизм подач может расчленяться на ряд механизмов, последовательно свя-
занных в одну кинематическую цепь и преобразующих скорость движения по ве-
личине и по направлению. Коробка подач играет в этой цепи роль редуктора
подобно коробке скоростей и, если она должна давать геометрический ряд пере-
даточных отношений, то в принципе она должна быть подобна по конструкции
коробке скоростей. Это в действительности и имеет место во многих станках,
например фрезерных, револьверных, карусельных, токарных многорезцовых, го-
ризонтально-расточных, шлифовальных (для круговой подачи изделия) и др., если
требуемое число подач не слишком велико примерно не больше 16 —18. Если же
число ступеней подачи должно быть большим, то выгоднее составить механизм
настройки подачи из двух-трех последовательно соединенных механизмов, как это
следует из сказанного в § 15,Б. При этом коробка подач содержит обычно лишь
постоянные зубчатые передачи, а множительные механизмы могут состоять как из
постоянных, так и из сменных передач (см. ниже).
Так как скорости рабочих подач много меньше скоростей главного движения,
то понижение скорости (редукция) часто должно быть очень большим, для чего
в механизм подач приходится включать червячные и винтовые (ходовой винт — гайка)
передачи; они могут оказаться ненужными, если кинематическая цепь подач со-
держит большое количество последовательно соединенных зубчатых передач.
Устройство для изменения направления подачи на обратное при неизменном
направлении главного движения может быть включено в коробку подач, особенно
если она конструктивно подобна коробке скоростей, т. е. представляет много-
валовый механизм с передвижными колесами или муфтами. Чаще, однако, реверси-
рующее устройство располагается вне коробки подач, представляя отдельный
небольшой узел. Например, в станках ДИП оно расположено в самом начале кине-
матической цепи, связывающей шпиндель с коробкой подач. В других случаях
это устройство располагается в середине или близко к концу цепи подач,
например в фартуке супорта. Особенно просто решается проблема реверсирования
подач, если их механизм приводится в движение от отдельного электродвигателя.
Как было указано в своем месте (стр. 45), нормаль станкостроения Н11-1
предписывает для рядов подач геометрические прогрессии с одним из стандартных
знаменателей, установленных этой нормалью. Исключением являются лишь ряды
подач прй нарезании винтовых резьб, так как совокупность значений их шагов, если
даже ограничиться только резьбами, включенными в ГОСТ, не представляет гео-
метрического ряда. То же относится к модульным резьбам (червяков) по модулям
ОСТ 1597. В качестве коробок для настройки подач, отвечающих шагам резьб,
применяют в большинстве случаев либо механизмы типа нортоновской коробки,
или заменяющие их механизмы (см. стр. 321), либо двухваловые механизмы со
ЗОЭ Коробки скоростей и коробки подач
встречными (обратными) ступенчатыми конусами косозубых колес, либо двухпар-
ные гитары сменных колес. Если станок предназначается для нарезания также
резьб нестандартного шага, то сменные колеса в кинематической цепи подач
необходимы.
Коробка подач для нарезания резьб может быть сконструирована также в виде
иноговалового механизма с зубчатыми передачами, подобного механизмам коробок
скоростей. Однако такие коробки подач получаются сложными, и не все возмож-
ные для них комбинации переключений могут быть использованы, так как многие
из них дают нестандартные величины шага.
Для нарезания высокоточных резьб кинематическая цепь механизма подачи
должна быть возможно короткой, иначе накопление погрешностей отдельных пере-
дач механизма может чрезмерно сильно отразиться на действительной величине на-
строенной подачи, и желаемая точность шага резьбы не будет достигнута. В по-
добных случая< наи.тучшие результаты дает применение эталонного ходового
винта, связанного со шпинделем возможно малым количеством передач. Если это
невозможно или неудобно ввиду затруднительности смены ходового винта, то на-
стройка на шаг производится посредством сменных зубчатых колес, причем коробка
подач, а по возможности и множительные механизмы из цепи привода к ходовому
винту должны быть выключены.
В автоматизированных станках, работающих по циклу, обычно требуется сооб-
щать супорту, столу, шпиндельной головке и т. д. помимо рабочих медленных
подач также быстрые подачи в одном или в обоих направлениях. В большинстве
подобных случаев скорость быстрой подачи постоянна и значительно превышает
наибольшую скорость рабочей подачи. Устройства, с помощью которых соответ-
ствующему элементу станка сообщаются быстрые перемещения (механизмы .ускорен-
ных' ходов), рассмотрены в § 39.
К спроектированной коробке подач предъявляются эксплуатационные и техно-
логические требования, аналогичные тем, которые указаны выше (§ 35, А) для
коробок скоростей. Некоторые различия в этом отношении могут быть обусло-
влены тем, что числа оборотов и окружные скорости колес коробки подач, а часто
(хотя далеко не всегда) и усилия на их зубьях меньше, чем соответственные вели-
чины для коробки скоростей того же станка. Проще также в большинстве слу-
чаев конструкция корпуса коробки. В некоторых станках коробку скоростей в
коробку подач удается разместить в одном общем корпусе. Это, однако, не всегда
целесообразно, так как осложняется форма корпуса, и доступ к механизмам, за-
ключенным в нем, может оказаться затрудненным.
Б. Технические условия
Коробки подач станков большинства типов не имеют базовых поверхностей,
определяющих положение обрабатываемой заготовки относительно инструментов;
поэтому в таких станках точность изготовления и монтажа коробки подач не ока-
зывает непосредственного влияния на неточности формы обработанной на станке
поверхности — ее конусность, овальность, неплоскостность и т. д. В подобных
случаях погрешности изготовления коробки подач могут отразиться помимо долго-
вечности самой коробки лишь на чистоте обработанных поверхностей, если эти
погрешности вызывают неравномерность скорости подачи. Эго имеет значение
только для станков, на которых производятся чистовые и отделочные операции.
В некоторых станках коробка подач, напротив, содержит вспомогательные
базовые поверхности для деталей, на которые опирается обрабатываемая заготовка.
Например, коробка круговых подач в бабке изделия круглошлифовального станка
имеет отверстия под опоры шпинделя изделия. Так как погрешности изготовления
корпуса такой коробки могут непосредственно влиять на точность формы изделия,
отшлифованного на станке, то естественно, что к точности изготовления этого
корпуса должны быть предъявлены требования значительно более строгие, чем,
например, к корпусу коробки подач токарного, фрезерного, сверлильного или стро-
гального станка.
Типы коробок подач 301
Если коробка подач входит в кинематическую цепь перемещений, к точности
которых предъявляются особенно высокие требования, как это имеет место, напри-
мер, в цепях подач винторезных и резьбонарезных станков, то погрешности изго-
товления коробки непосредственно отражаются на точности обработки. Так, погреш-
ности зубчатых зацеплений коробки подач винторезного станка могут быть при-
чиной неравномерного вращения винта, следствием чего явилось бы непостоянство
угла подъема средней винтовой линии резьбы в пределах каждого отдельного
витка.
Отсюда видно, что технические условия и нормы точности на детали коробок
подач, в частности на их корпусы, следует устанавливать в каждом отдельном
случае исходя из влияния погрешностей изготовления этих деталей и сборки ко-
робки на точность обработки, которую должен давать проектируемый станок.
Корпусы коробок подач отливаются из чугуна класса II (см. табл. 5).
В отношении норм точности на цилиндрические зубчатые передачи коробок
подач следует руководствоваться указаниями ГОСТ 1643-46. В остальном для ко-
робок подач сохраняют силу общие положения, приведенные на стр. 276—278,
с учетом различия функций этих коробок и коробок скоростей станков; по ряду
позиций допускаемые отклонения для коробок подач могут быть больше, чем для
коробок скоростей.
§ 38. ТИПЫ КОРОБОК ПОДАЧ
Коробки подач, применяемые в современных станках, можно классифицировать
•по типу конструкции следующим образом:
А. Двух- и многоваловые коробки с передвижными зубчатыми колесами и бло-
ками колес, со сцепными муфтами или с теми и другими.
Б. Коробки в форме гитар сменных зубчатых колес.
В. Двухваловые коробки со встречными ступенчатыми конусами зубчатых колес
« переключением посредством вытяжной шпонки.
Г. Механизмы типа меандра.
Д. Нортоновская коробка и ее видоизменения.
Е. Коробки с эпициклическими передачами.
Эти механизмы могут комбинироваться в последовательном соединении, если
станок должен иметь большое количество ступеней подачи. Особенно часты комби-
нации механизмов, названных в п. А и Б. Коробки подач с эпициклическими пе-
редачами имеют в современных станках ограниченное применение (см. фиг. 282)
я в дальнейшем не рассматриваются.
А. Коробки подач с постоянными зубчатыми передачами, включаемыми
передвижением колес, блоков и сцепных муфт
Коробки подач этого типа применяются чаще всего в станках общего назначе-
ния— фрезерных, радиально-сверлильных, горизонтально-расточных, револьверных,
карусельных, круглошлифовальных — для круговых подач изделия, бесцентровошли-
фовальных — для настройки скоростей ведущего круга, в некоторых токарных
многорезцовых и других станках. Конструктивно коробки подач этого типа по-
добны коробкам скоростей, описанным в § 36, как это видно из примеров, при-
веденных ниже.
На фиг. 286 — 289 изображены кинематическая схема, график передаточных
отношений, развертка и поперечные разрезы коробки подач горизонтального расточ-
ного станка модели 265В с диаметром шпинделя 150 мм. Как видно из этих фигур,
коробка — пятиваловая, и механизм ее построен соответственно структурной фор-
муле 3-3-2-2. Однако коробка дает не 36, как можно было бы ожидать, а всего
лишь 16 передаточных отношений, вследствие того, что все три зубчатых колеса
на валу 11— связанные: при этом, как известно (см. стр. 99), 3-3=9 чисел
оборотов вала 111 не могут быть расположены в виде правильного геометрического
ряда. Поэтому передаточные отношения зубчатых передач между' валами / и //, //
302
Коробки скоростей и коробки подач
и /// выбраны здесь таким образом, что три скорости на валу /// перекрываются,
а семь чисел оборотов образуют правильную геометрическую прогрессию. Вал IV
имеет 7-2=14 различных чисел оборотов, а вал V — всего 14-2 — 12=16, так
как все скорости этого вала за исключением двух нижних и двух верхних могут
быть получены двумя различными переклю-
чениями передач с вала IV на V (фиг. 287).
Таким образом, в коробке „потеряно"
больше половины (20 из 36) возможных
передаточных отношений.
Может показаться с первого взгляда,
что такое значительное неиспользование
кинематических возможностей этого меха-
низма — признак неудачного выбора его
структуры. В действительности принятое
решение в данном случае вполне обосно-
вано. Если, пользуясь методом, изложен-
ным в § 15, произвести анализ вариантов
16=4.2-2 = 2.4-2 = 2.2.4 или 16 =
= 2-2-2-2, отвечающих коробке на 16
ступеней подачи, то оказывается, что для
одной из групп передач каждого из таких
механизмов отношение -не может
^-nin
быть сделано меньше ф8. Так как для
данного станка принято = 1,41, то
получается-- >1,418=16^>8 и 12,
wmin
и передаточные отношения некоторых
пар колес получились бы либо чрезмерно
большими, либо чрезмерно малыми.
Также и в конструктивном отношении изображенная на фиг. 288 и 289 ко-
робка подач должна быть признана удачной: при пяти валах все расточки корпуса
лежат на трех осях, расположенных в одной плоскости, благодаря чему обработка
отверстий под подшипники
особенно проста.
На фиг. 290 изображена
коробка подач радиально-
сверлильного станка модели
2 Л56Д. Коробка дает 3-3 = 9
подач. По конструкции она
сходна с коробкой скоро-
стей координатно-расточно-
го станка того же завода
(см. фиг. 275).
Коробка подач консоль-
но-фрезерных станков моде-
лей 6Н82 и 6Н82Г (фиг.291),
выполненная в виде незави-
симого узла, прикрепляемого
к консоли станка, позво-
ляет получить 18 величин подачи, настраиваемых посредством двух передвижных
тройных блоков и одного передвижного зубчатого колеса (с торцевыми зубьями)
на валах /// и V.
Коробка приводится от отдельного электродвигателя (2V=2,2 кет, п =
= 1440 об/мин), на валу которого заклинена шестерня 1, постоянно сцеплен-
ная с зубчатым колесом на валу 11 коробки.
Типы коробок подач
303
Фиг. 289.
304
Коробки скоростей и коробки подач
Фиг
98К1 нвмаэьу 05
j
Фиг.291
306
Коробки скоростей и коробки подач
Как видно из приведенных схем и фигур, коробки подач с передвижными коле-
сами по своей структуре, общей компоновке и элементам конструкции во многом
сходны с коробками скоростей, описанными в § 36, В, п. 1 (стр. 286). Точно
такое же сходство существует между коробками скоростей и коробками подач
с переключением посредством сцепных муфт. Коробки подач этого типа приме-
няются в станках современных конструкций сравнительно редко по причинам,
указанным выше, на стр. 286, и поэтому описание их здесь не приводится.
Б. Коробки подач в форме гитар сменных колес
Возможность настройки желаемой величины подачи с любой степенью точности,
с одной стороны, и упрощение конструкции всего механизма подач при введении
в его цепь гитар со сменными передачами за счет значительного упрощения ко-
робки подач — с другой, привели к очень широкому применению сменных колес
в цепях подач станков, предназначенных для серийного и массово! о производств.
Сюда относятся, следовательно,' специальные станки самых различных типов,
а также разнообразные универсальные автоматы и полуавтоматы — токарные, фре-
зерные, сверлильные, расточные, зубообрабатывающие и др.
В зависимости от требуемой точности настройки подачи применяют либо одно-
парную, либо двухпарную гитару сменных колес. Двухпарные гитары встречаются
иногда и в таких станках, где большая точность настройки подачи не требуется
(см. ниже). Это вызывается обычно тем, что по конструктивным причинам не
удается расположить достаточно близко оси валов, которые должны быть связаны
сменной передачей. В подобных случаях целесообразно сделать палец, несущий оба
средних колеса набора, неподвижным. При этом конструкция механизма получается
более жесткой, чем если палец допускает перестановку в прорези гитары. Понятно,
что при неподвижном пальце суммы зубьев всех сопряженных пар колес должны
быть одинаковыми или различаться по возможности не более чем на + 2 при ко-
лесах с исправленным зацеплением. Обусловленное этим ограничение возможных
сочетаний сменных колес в рассматриваемом случае не имеет значения.
Конструкции коробок, состоящих из одних лишь сменных зубчатых колес,
чрезвычайно просты и не отличаются от аналогичных коробок скоростей. Для при-
мера на фиг. 292 показана.коробка подач алмазно-расточного станка модели 269.
Типы коробок подач
307
Как видно из чертежа, палец 2 закреплен здесь неподвижно, поэтому суммы чисел
зубьев сменных колес (а I- Л) и (с-|- d) постоянны (в данном случае а b = (-\~d —
-78). Так как концы ведущего и ведомого валиков коробки — многошпоночные
(шлицевые), а палец 2— гладкий, то промежуточные сменные колеса Ькс насаживаются
па общую холостую втулку 1, многошпоночную снаружи и цилиндрическую глад-
кую внутри; благодаря этому обе они вращаются как одно целое. Все сменные
колеса предохранены от смещения выступами крышки •?, примыкающими к торцам
Другой пример гитары сменных колес подачи — на фиг. 293 (токарно-винто-
резный станок). Устройство доски гитары и крепления этой доски к станине ясны
из чертежа.
Размеры прорезей в доске гитары и расположение их легко определяются
,рафически после того как установлены предельные размеры сменных колес.
В. Коробки подач со встречными ступенчатыми конусами колес •
и вытяжными шпонками
Простейшая коробка этого типа состоит из нескольких цилиндрических ше-
стерен, заклиненных на одном валу, и такого же количества постоянно сцепленных
с ними колес, каждое из которых сидит на втором валу свободно и может быть
связано с ним посредстом вытяжной шпонки
Основное достоинство такого механизма компактность, обусловленная нали-
чием всего лишь двух валов и отсутствием передвижных колес и муфт; все колеса
коробки расположены вплотную или во всяком случае очень близко друг к другу.
Благодаря компактности такую коробку легко встроить при надобности, например,
и фартук супорта. Другие преимущества коробок этого типа возможность
308
Коробки скоростей и коробки подач
использования в них косозубых колес (в отличие от коробок с передвижными коле-
сами). Последнее позволяет точно выдержать передаточные отношения, требуемые
для нарезания резьб.
С другой стороны, коробки
сильно ограничивающих область
рассматриваемого типа имеют ряд недостатков,
их применения в станках. Головка 5 вытяжной
Фиг. 29-1.
для тяги (фиг. 294). По этим
шпонки (фиг. 294) проходит сквозь прорезь 1
валика и прорези 2 шестерни с зазором, большим
того, который соответствует нормальной посадке
крепежной шпонки; отсюда склонность вытяжной
шпонки к перекосу. Ширина колес должна быть
малой, чтобы длина коробки не получилась чрез-
мерной; следовательно, также и эти колеса имеют
тенденцию перекашиваться на валике. Поэтому
нужно по возможности избегать применения колес
большого диаметра в коробках этого типа. Валик,
внутри которого помещается вытяжная шпонка,
ослаблен прорезью для нее, а иногда и каналом
причинам в коробках скоростей современных стан-
ков механизмы данного типа совершенно не находят применения и используются
лишь в механизмах подач.
Недостатком коробок с вытяжной шпонкой является также и то, что в постоян-
ном зацеплении находятся все колеса коробки, в том числе и не работающие;
это влечет за собой повышение износа зубьев.
Фиг. 29b.
Коробки со встречными конусами зубчатых колес используются в цепях подач
прямолинейных и круговых в качестве либо основной коробки подач, либо множи-
тельного механизма, главным образом в сверлильных, карусельных, револьверных,
резьбофрезерных станках, реже в станках других типов.
Учитывая неприспособленность таких коробок для передачи больших усилий,
следует располагать их в кинематической цепи подачи до сильно понижающих
передач, например до червячной передачи, а не после нее. Так именно и построены
цепи всех станков за исключением таких, где усилия подачи чрезвычайно малы и
поэтому расположение коробки в цепи подач не имеет значения.
Типы короГюк подач
309
Число колес в каждом из ступенчатых конусов коробки в большинстве слу-
чаев не превышает трех — пяти. Если требуемое количество подач больше, то
к коробке присоединяют перебор (фиг. 295 коробка подач револьверного станка),
вводят какой-либо множительный механизм в цепь
подач или применяют оба эти средства (ср. механизм
нодач револьверных станков моделей 136 и 137).
Значительно реже прибегают к увеличению числа ко-
лес в конусах до семи-восьми, так как валики ко-
робки — малого диаметра, и поэтому увеличивать
Фиг 296.
расстояние между их опорами нежелательно.
Для того чтобы длина перемещения тяги, связан-
ной с вытяжной шпонкой, не была чрезмерно большой,
можно применять в коробках с большим числом колес в конусах две вытяжные
ишонки по фиг. 296; головки их должны быть расположены на расстоянии \к—
। те /г число колес в каждом конусе, b расстояние между соседними коле-
сами. Благодаря этому мо-
жет быть включена в зубча-
тое колесо конуса только
одна шпонка. При порядке
чередования колес,
том в этой коробке, пере-
мещение тяги со шпонками
в одну сторону вызывает
включение скоростей ведо-
мого вала
последовательного
стания
28 2)32
IV
¥
ft
.д.д
ш
Фиг. 297.
44 45
VI
приня-
в порядке их
возра-
или убывания.
Числа зубьев ко-
лес коробок рас-
сматриваемого типа
определяют исходя
из значений требуе-
мых передаточных
отношений, поль-
зуясь общим мето-
дом, изложенным
в § 16. Применение
его здесь особенно
просто, так как
все зубчатые коле-
са входят в состав
одной группы.
Пример, нагляд-
но иллюстрирую-
щий возможности
использования рас-
сматриваемых меха-
низмов, приведен на
фиг. 297, изобра-
жающей механизм
подач к ходовому
винту револьвер-
ного станка. Как видно из чертежа, вытяжная шпонка применена в четырех
группах передач этого узла: в ступенчатом конусе z = 22—33—44 множи-
тельного механизма между валами 111 и /V; в резьбонарезной коробке из
310
Коробки скороаей и коробки подач
двух встречных конусов на валах IV и У; в реверсирующем устройстве между
валами V и У/; в двойной множительной передаче между валами VI и VII. На
валу VII заклинено зубчатое колесо z = 40, постоянно сцепленное с колесом
z' = 40 на валу II, который соединен с ходовым винтом втулочной муфтой.
Резьбонарезная коробка дает восемь различных передаточных отношений;
„ /22 1 33 1 44 2\
множительный механизм—три 7-; — = — ; — = — ; передачи между ва-
/ ]5 1 44 9\
лами VI и VII -два передаточных отношения = у J • Реверсивная
передача между валами V и VI дает и — = 1 и и = • |- — 1. Таким образом,
механизм в целом дает 3-8-2 = 48 различных подач в одном направлении
и столько же равных по величине подач в другом.
Фиг. 298.
Для того чтобы сделать возможным нарезание стандартных резьб, зубчатые
колеса резьбонарезной коробки имеют здесь различные модули и различную сте-
пень исправления (различную коррекцию). Передаточные отношения этой коробки:
20 __ 4- . 22 4 . 24 _ 4 . 24 _ _8 . 26 _ :
-.9'41 1 ’ 42 Г ’ 39 ~~ 13 ’ 39 I
воляет нарезать резьбы с числом ниток на
32 . ] _ 28 . £3 _ 26 . 3 24 . 23 . 11 _
—" 16 ’ 4 — 16 ’ 8 —= 16 ’ 2 ~ 16 ’ 16 ’ 8~ -
, 32 _ 16 . 24 8 . 28 _ 4
’ 46 — 23 ’ 33 ' II ’ 35 ’ 410 1103'
, „ 9 36 2
1 , пропорциональным — = —. ; — =
4 16 1
9 > 5 9()
... ; -г = гг- или иначе: 36—32 — 28 —
16 4 16
— 26—24 23 — 22—20, как это требуется от резьбонарезных коробок (см. § 38, Д).
В холостых колесах коробки часто делают по два — четыре паза для головки
вытяжной шпонки с той целью, чтобы включение желаемой зубчатой передачи
происходило быстрее.
Заскакивание шпонки в паз колеса обеспечивается пружиной ленточной
(фиг. 294, 298—детать коробки подач холодной пилы модели 864) или винтовой
(фиг. 296, 299 — коробка подач вертикально-сверлильного станка модели 2135,
детали 1—4). Попадания головки вытяжной шпонки в пазы двух смежных колес
одновременно, что привело бы к аварии механизма, не допускают кольца (3 на
фиг. 294; см. также другие фигуры), разделяющие каждую пару соседних колес.
Головка шпонки должна быть скошена с боков (4 на фиг. 294), а кольца из-
нутри закруглены, чтобы передвижение шпонки происходило без затруднений.
Переключения скоростей подачи производятся посредством тяги.
Типы коробок подач
311
Легко показать, что расположение вытяжной шпонки в ведомом валике выгод-
нее, чем в ведущем, в отношении износа как зубчатых венцов, так и втулок колес.
Поэтому такое расположение применяется практически в большинстве случаев.
Фиг. 299.
Г. Механизмы типа меандра
Меандром называется двухваловый механизм, собранный чаще всего из одинако-
вых бликов, каждый из которых состоит из двух зубчатых колес, изготовленных
за одно целое или закрепленных на общей втулке (фиг. 300), причем эти блоки
расположены так, как показано на фиг. 301, а. В зависимости от положения
каретки на своем валу и накидной шестерни вращение передается через большее
или меньшее количество ступеней возврата, как условно показано на фиг. 301,6.
Если вал I—ведущий, вал II — ведомый, то передаточные отношения механизма
при положениях 1, 2, > . .
a h
1- = Т Т ”
b а
1*'" а ' с
. каретки
с \а ) ’
составляют
II
Ь_
а
b
b
с
i а
ь у у
а ) с
b
с
3
(38. 1)
312
Коробки скоростей и коробки подач
и т. д., где а, Ь, с — числа зубьев соответствующих колес. Таким образом, ряд
передаточных отношений ij составляет геометрическую прогрессию со знаменате-
лем q = — . Обычно принимают с = h или с = а. В первом случае
z'i = ^-2, Z2 = q~\ is = q° - 1, z4 = q\ i6 = q2 и т. д.,
во втором
h = q~ \ i2 = qu = 1, Z3 = q\ i4 = q2, i6 = qs и т. д.
(38. 2)
Как видно отсюда, при всех значениях q 1 часть
шений больше единицы, т. е. соответствующие числа
чем лг0, одно передаточное отношение
равно 1, остальные — меньше единицы,
т. е. коробка работает, как понижающий
механизм.
Если передача вращения происходит
в направлении от вала передвижной ка-
ретки к валу, обозначенному I на схеме
то передаточные отношения будут, оче.
этих передаточных отно-
оборотов вала II больше,
видно, обратны предыдущим [см. формулу (38.2)]: при с = Ь
*1 = <72, = z3=-z7° = l, i6 = q~2,... ]
h = 71; i2 = <7° = 1; i-i = q~1', h = q~2’, h = q-3, • • • i
b
где попрежнему q = — .
Из выражений (38. 2) и (38. 3) для г) видно, что в каком бы направлении ни
передавалось вращение, соответствующим выбором чисел зубьев b и а можно по-
лучить посредством меандра как повышение, так и понижение чисел оборотов.
Меандры используются в станках лишь в цепях подач как множительные меха-
низмы в последовательном соединении с коробкой подач, чаще всего с нортонов-
ской коробкой или коробкой со встречными ступенчатыми конусами колес. Обычно
требуется не больше двух или даже одной повышающей ступени, остальные сту-
пени должны быть понижающими. Из выражений (38. 2) следует, что если ведо-
мым является вал передвижной каретки, то для выполнения этого условия должно
быть б/<1, г. е. b < а. При весьма распространенном в меандрах отношении
(1 _ 1
-— = 2, т. е. q, передаточные отношения, осуществляемые меандром, соста-
вляют |(см. формулу (38.2)] при с = b'. ij — % 2; 1; ~ и т. д.; при с = а;
„,111
б — 1; 2 ; 4 ; 8 и г. д.
Если же вал каретки — ведущий, то для получения этих же рядов передаточ-
ных отношений нужно принять, как видно из выражений (38.3), q = 2, т. е.
4-= 4-; следовательно, те же блоки нужно посадить на валики меандра повер-
о 2 ’
нутыми на 180° (по сравнению с фиг. 301, а).
Типы коробок подач
313
Если повышающих передаточных отношений не требуется, то нужно отбросить
в меандре по схеме фиг. 301 соответствующий им блок на промежуточном валу III
и сцепленное с этим блоком зубчатое колесо вала I.
При обычном применении меандра в цепи подач в качестве множительного ме-
ханизма достаточно во многих случаях строить его на три-четыре передаточных
отношения. Для этого на промежуточный вал достаточно посадить два блока
колес, и меандр получается настолько компактным, что легко может быть поме-
щен в фартуке супорта, если это представляется более удобным.
Из выражений (38.2) и (38.3) видно, что меандр может быть построен для
любых значений знаменателя q\ числа зубьев его колес определяются по выбран-
ной величине q так, чтобы меньшее из них было не ниже ~ 20.
Ряд эксплуатационных недостатков, обусловленных наличием передвижной
каретки в меандрах (см. стр. 316), привел к появлению конструкций по схеме
фиг. 302, в укоторых каретка заменена одним передвижным зубчатым колесом.
Такая конструкция значительно жестче, но передвиж-
ное колесо может сцепляться лишь с большим ко-
лесом каждого двойного блока; следовательно, при
такой же длине меандра, как в коробках с кареткой,
число передаточных отношений . будет здесь вдвое
меньше. Знаменатель ряда этих отношений будет
в данном случае равен г/2, где попрежнему обозна-
чено q = ~. Это должно быть принято в расчет
при определении чисел зубьев колес меандра.
Меандр без каретки длиннее, чем с кареткой, но
поперечные к оси размеры его несколько меньше.
В механизмах подач винторезных станков необходимо, чтобы меандр осуще-
2 111
ствлял передаточные отношения -у, у, , у и г. д.
вательно, замена величины |/ 2 приближенной в этих случаях недопустима. По-
этому, если желательно сконструировать меандр без
зубьев колес блоков должны быть определены иначе.
тых на схеме по фиг. 302, передаточные отношения меандра для четырех рабочих
положений передвижного колеса е:
совершенно точно; следо-
накидного колеса, числа
При обозначениях, приня-
(38.4)
Для того чтобы значения ij составляли геометрический ряд со знаменателем q,
b d , , .
должно удовлетворяться условие—• — ~ q-t кроме того, должно оыть о -j- с —
-= аd, если все колеса меандра — одного модуля, как это обычно делается.
Пользуясь этими соотношениями, нетрудно подобрать числа зубьев всех колес.
,, b , d , d
Можно, например, принять — = 1 или -—= 1; тогда соответственно — = q, или
q, где q = ~. Так, если взять ~ = 1, то у — ,* , < = 2Ь, и условие Ь-\-с =
— а -ф d принимает вид 3Z> = 2а, т. е. пригодны все значения чисел зубьев: а = ЗД,
b — 2Е, с = 2Ь = 4Е, d = а = 3£, где Е — целое число. Число зубьев колеса с
выбирается затем соответственно требуемому значению ~. На фиг. 303 по-
казано устройство коробки подач токарно-винторезного станка с меандром, по-
строенным указанным способом. Меандр должен давать здесь значения /= у, у ,
314
Коробки скоростей и коробки подач
вид по в Вид по 3
Фиг. 3036.
Типы коробок побач 31.')
316
Коробки скоростей и коробки подач
Г ’ Т и 16' С°ответственно этому передвижное колесо имеет пять рабочих по-
ложений, и так как принято Е — 13, то а = ЗЕ = 39, b = 2Е = 26, с = 4Е = 52,
d = а = 39; из условия = 1 находится е = b = 26. Управление передвиж-
ным колесом видно из разреза по ОН (рукоятка /, шестерня 2, рейка 3 с вил-
кой 4, охватывающей ступицу колеса 5).
Д. Нортоновские коробки
Нортоновская коробка используется главным образом в цепях подач винторез-
ных станков в качестве механизма для настройки подачи, точно соответствующей
шагу нарезаемой резьбы. Она используется иногда также в станках некоторых
других типов в качестве обычной коробки подач.
Причиной, обусловившей распространение коробок
этого типа в механизмах подач винторезных станков, не-
смотря на ряд недостатков этих коробок (см. ниже), яв-
ляется то, что благодаря наличию накидного паразитного
колеса в передвижной каретке (zu на схеме фиг. 304)
числа зубьев колес на ведущем и на ведомом валах не
связаны требованием постоянства их суммы. Поэтому числа
зубьев колес коробки можно выбирать свободнее, чем это
возможно для механизмов с постоянными межосевыми рас-
стояниями между всеми валами и с прямозубыми переда-
чами при этом.
В зависимости от того, является ли вал А ступенчатого
конуса колес (фиг. 304) ведущим или ведомым, норто-
новская коробка осуществляет ряд передаточных отно-
шений:
(38 5)
или
(38. 6)
т. е. передаточные отношения и, коробки прямо пропорциональны числам зубьев z,
колес ступенчатого конуса, если вал последнего ведущий, и обратно пропорцио-
нальны им, если этот вал ведомый. Отсюда следует, что с помощью такой коробки
можно получить произвольный ряд передаточных отношений.
Другими достоинствами коробки рассматриваемого типа являются: сравнительно
малые габариты, поскольку колеса ступенчатого конуса можно установить на валу
или на общей втулке вплотную друг к другу; малое число зубчатых колес в ней,
а именно (fe -|- 2) колес при fe передаточных отношениях; отсутствие постоянно
сцепленных и вращающихся вхолостую колес, чем эта коробка выгодно отли-
чается от механизмов со встречными ступенчатыми конусами колес.
С другой стороны, в нортоновских коробках нельзя использовать возможно-
стей косозубчатых передач с различными по величине углами наклона зубьев для
получения точных передаточных отношений, что, напротив, вполне возможно для
коробок со встречными ступенчатыми конусами колес.
Более серьезными, однако, являются следующие недостатки нортоновских ко-
робок рассматриваемой конструкции: коробка недостаточно жестка вследствие
того, что рычаг каретки закрепляется в требуемом положении сравнительно сла-
бым штифтом-фиксатором; корпус коробки ослаблен вырезом для рукоятки, по-
средством которой переводится каретка; надежная смазка коробки затруднена
из-за наличия в ее корпусе этого выреза; зубчатые колеса ступенчатого конуса
должны быть сравнительно узкими, если этих колес много, чтобы расстояние
между опорами валика конуса не получилось чрезмерно большим. Именно по
Типы коробок подач
317
этим причинам использование коробок этого типа в современных станках ограни-
чено областью, указанной выше. Некоторые из названных недостатков могут быть
устранены или ослаблены путем видоизменений обычной конструкции нортоновской
коробки (см. стр. 321). Числа зубьев колес коробки, которая входит в цепь подач
винторезного станка, определяются следую.цим образом.
Пусть коробка должна быть построена таким образом, чтобы на станке воз-
можно было нарезать, метрические резьбы шага
.>'!, .s2,..., sw мм. (38. 7)
Если бы кинематическая цепь, связывающая шпиндель станка с ходовым вин-
том, состояла только из постоянных передач с неизменным общим передаточным
отношением / и нортоновской коробки, то для получения ряда подач (38. 7) эта
коробка должна была бы давать различных передаточных отношений соответ-
ственно формуле настройки на шаг резьбы:
>’7= / iij-S = const-му; /==1-h-w, (38.8)
тле ,S'—шаг ходового винта в мм; и,— передаточное отношение коробки.
Для нарезания метрических резьб удобно, чтобы ведущим был вал А ступен-
чатого конуса (фиг. 304). При этом Uj = const-Zf, следовательно,
sj = const - 2); / == 1 --- w.
(38.9)
Для того чтобы валик ступенчатого конуса можно было сделать достаточно
жестким, число зубчатых колес конуса не должно превышать 10—13; поэтому,
если количество w различных по шагу резьб, которые возможно будет нарезать
на проектируемом станке, больше, чем 10—13, необходимо изменить структуру
цепи подач и ввести в нее помимо нортоновской коробки дополнительный меха-
низм настройки — множительный механизм. Конструктивно он может быть оформлен
различно — как коробка передач, меандр, гитара сменных колес, перебор для
увеличения шага и т. д. или как сочетание этих механизмов. Такое изменение
структуры цепи подач равносильно замене 1—U- const на U-u'p, где U — const
(постоянные передачи кинематической цепи), а и'р = м' , м', . .., м'— общие пере-
даточные отношения множительного механизма. В таком случае
s,= U-u -u-S = const-м' -и,, — const-м' -г,,, (38. 10)
J р Ч р ч р Ч v
где /=1 —‘w, /;= 1 ~l, q—1 ’—k. Различные комбинации и и uq должны
дать все требуемые значения шага .sy. Благодаря этому ступенчатый конус и вся
нортоновская коробка получатся более короткими.
Если нортоновская коробка должна быть построена для нарезания модульных
резьб, соответствующих значениям модуля mj = т., т.,, т.л,...,тт мм, то так
как шаг винтовой резьбы (ход резьбы червяка) ,sy= Етгт,, где Е — число заходов,
должно быть аналогично метрическим резьбам:
У дюймовых резьб с числом
соответственно значениям ряда
чать коробку в цепь подач так,
m.j = const- u’t- z,r (38.11)
, , P 25,4
ниток на 1 м7 = Mt. м2, . . . , n шаг sj = ---- мм;
nJ
(38.6) при нарезании таких резьб удобно вклю-
чтобы ведущим был вал В каретки (см. фиг. 304)
В этом случае аналогично соотношению (38. 10)
S;—const м'или м, = const-Д- z„. (38.12)
PZl> ир
Для определения чисел zq зубьев ступенчатого конуса нортоновской коробки
следует распределить все требуемые величины sy шага (соответственно — вели-
чины Му) на группы,
из которых одна группа
s*-----sf, (38.13)
318
Коробки скоростей и коробки подач
является основной и получается при неизменной настройке множительного меха-
низма [и'р = const} . Остальные значения sf образуют при этом выборе следующие
группы шагов;
u',-sa, и'., sb , ... , и’, sf,
(38. 14)
получающиеся настройкой множительного механизма (ц})=л|', Все
требуемые величины шага Sj = s}, s2....,sw должны заключаться в группах
(38. 13) и (38. 14). Обычно по крайней мере некоторые из различных сочетаний
и'р «(/ дают одинаковые значения шага.
Аналогично решается задача выбора ряда значений zq для колес нортоновской
коробки, которая должна давать возможное! ь нарезать стандартные дюймовые
резьбы.
Пусть, например, требуется построить коробку данного типа для нарезания
резьб метрических и дюймовых со следующими значениями шага s мм или числа п
ниток на Г' по ГОСТ:
5 = 1 1,25 1,5 1,75 2 2,5 3 3,5 4 4.5 5 5,5 6
и = 28 24 20 19 18 16 14 12 И 10 9 8 7 6 5 4.‘ 4 3 43
Как видно отсюда, оба ряда значений s и п удобно распределяются на группы
с отношениями этих величин 1 :2:4 :8.
М е 1 р и ч е с к п е ре з ь б ы Дюймовые резьбы
s в мм п ниток на 1"
1 2 4 28 14 7 31',
(2,25) 4.5 (26) (13) (6i/2) 3(t
1.25 2,5 5 24 12 6 3
(2,75) 5,5 (22) 11 (51/,) (23/4)
1,5 3 6 20 10 5 (21 ,)
1,75 3,5 (7) 19 (<)!/,) (4-з/4) (23/8)
18 9 4’/2 (2i/4)
16 8 4 (2)
Дополнив столбцы этих табличек, как указано цифрами, взятыми в скобки
(не стандартизованные шаги резьб), можно на основании формул (38. 10) и (38. 12)
написать для чисел зубьев конуса коробки:
для метрических резьб:
zY :z2 :z3 :z4 \zb = 2 : 2,25 :2,5 : 2,75 : 3 :3,5,
или ’ '
4 : 4,5 : 5 : 5,5 :6 :7.
Если ограничить значения Zj условием 25 ' Zj 60, то отсюда следует:
Z-, : z2 : z.. : z. : z5: z, = 32 : 36 : 40 : 44 : 48 : 56,
ИЛИ
28:32:36:40:44:48.
Совершенно аналогично для требуемых дюймовых резьб:
zs: Z- : z6: z& : z, : z.,: z, :zY = 28 : 26 : 24 : 22 : 20 :19 :18 :16,
или
z. : z. : z. : z.: л : zG : z-: zs - 32 : 36:38:40:44: 48 :52 : 56,
Типы коробок подач
или
28 : 32 :36 : 38:40 : 44 : 48 : 52,
или
26 : 28 : 32 : 36 : 38 : 40 : 44 : 48.
Сопоставляя результаты, полученные для метрических и для дюймовых резьб,
можно написать окончательно:
Zj : z2 : z3: zi : z5 : zK : z-: zs =- 28 :32 : 36 : 38 : 40 : 44 :48 : 52,
i:'im
26 : 28: 32: 36 : 38 :40 : 44 : 48
)< принять Zj = 28, z2 = 32, z;j = 36 и т. д или zx = 26, z2 ~ 28, z3 — 32 и т. д.
Как видно из написанной выше таблички для дюймовых резьб, с нортоновской
коробкой должен быть последовательно связан множительный механизм с переда-
2 11 1 111 1
•точными отношениями: —, - , •— и -у или - , т и -- , например, меандр.
1 1 2 4 1 2 4 о
Работа нортоновской коробки в обоих направлениях (в одном—для нарезания
метрических, в другом — для нарезания дюймовых резьб) не обязательна, если
использовать возможность настройки на шаг сменными передачами гитары, имею-
щейся в цепи подач. Действительно, пусть для нарезания метрической резьбы
шага х мм требуются при передаче вращения от ступенчатого конуса к каретке
передаточные отношения и множительного механизма и нортоновской коробки,
'J е.
х const-г/’ . Zn- (38.15)
Тот же шаг можно получить при работе коробки в обратном направлении, при
передаче вращения от каретки к ступенчатому конусу, т. е., например, при
z
и = — , если ввести в кинематическую цепь подач гитару со сменными коле-
сами -у > подобранными соответственно формуле настройки
х = const ~ и’ ~ . (38. 16)
b а >" - '
Из последних двух формул следует
" г - j ~п
- = COIIS1 ” ,
Ь II Z
-'’7 = const . (38.17)
I) (I Z Z
Числа зубьев колес ступенчатого конуса лежат чаще всего в пределах от 24
до 60; встречаются, однако, нортоновские коробки с zmin = 18 или zmax = 75.
Количество колес в конусе от 6 до 10 реже до 13.
С целью увеличения числа передаточных отношений, осуществляемых норто-
новской коробкой, иногда вводят в ее механизм дополнительные передачи в виде
переборов. Число передаточных отношений может быть увеличено вдвое, если на
валу каретки посадить два зубчатых колеса вместо одного, обеспечив возможность
сцепления каждого из них с любым колесом ступенчатого конуса.
Типичные конструкции нортоновских коробок представлены на фиг. 305 и 306,
изображающих развертки и разрезы коробок подач двух токарно-винторезных
станков — модели 1Д64 (40ДИП) и модели 162. Корпус каждой из этих коробок
имеет большую прорезь для рычага каретки внизу, что является недостатком
с точки зрения смазки коробки; поэтому в некоторых конструкциях накидное
колесо каретки располагается относительно ступенчатого конуса так, что прорезь
для рычага находится в верхней части передней стенки корпуса (фиг. 307).
320
Коробки скоростей и коробки подач
Фиг. 305.
Типы коробок подач
321
конуса и, наконец, поворотом
Фиг. 307. Фиг. 308.
на фиг. 308: передвижное колесо z ~ 24 может
с любым из двух колес z = 30 и г — 32, соот-
В некоторых конструкциях постоянное колесо нортоновской коробки (д на
фиг. 304) имеет длину, равную длине ступенчатого конуса колес, благодаря чему
оно может быть заклинено на своем валу неподвижно, и рычаг перемещает только
паразитное колесо или блок. При этом прорезь для рычага можно сделать осо-
бенно узкой, если расположить ось, вдоль коюрой скользит этот рычаг, близко
к передней стенке корпуса.
В современных токарно-винторезных станках портоновская коробка подач по-
лучила более совершенную форму: она имеет полностью закрытый корпус или
монтирована полностью внутри станка. Пример ус|ройгтва такой коробки приве-
ден на фиг. 303: поворотом левой вертикальной рукоятки (см. разрез по СО)
влево выводят накидное колесо из зацепления со ступенчатым конусом колес, за-
тем поворотом горизонтальной рукоятки перемещают каретку вдоль валика в тре-
буемое положение относительно
рукоятки вправо вводят накидное
колесо в зацепление с соответ-
ствующим колесом ступенчатого
конуса. Передвижение каретки
осуществляется шестерней 2
(фиг. 303,6), которая постоянно
сцеплена с рейкой 3, скрепленной
с вилкой 4.
Недостатки нортоновской ко-
робки, указанные на сгр. 316,
объясняют тенденцию к замене
ее более жесткими и легче сма-
зываемыми механизмами. В каче-
стве таковых применяют коробки
со встречными ступенчатыми ко-
нусами косозубых колес и вытяж-
ной шпонкой (см. стр. 3G7) или
механизмы, составленные из эле-
ментов, подобных изображенному
быть введено здесь в зацепление
ветственпо исправленных (корригированных), давая передаточные отношения иг =»
4 213
т = и u.j, — -- == у . Пользуясь подобными элементами с исправленными зуб-
чатыми колесами и варьируя при надобности их модули, можно заменить, например,
восьмиступенчарую нортоновскую коробку, состоящую из 10 или 11 зубчатых колес,
четырьмя элементами из трех колес каждый. Управление четырьмя передвижными
колесами — или передвижными блоками, если одиночные meciepnit закрепить на
валу, как это сделано, например, в некоторых новых .моделях скоростных станков, —
должно быть при этом сконструировано так, чтобы в зацеплении находилось всегда
лишь одно колесо, а остальные занимали щ।ральное положение, как на фиг. 308.
В последнее время наблюдается тенденция к замене коробок с ы.ыяжной шпон-
кой, меандров и норюновски; коробок коробками подач других типов, главным
образом коробками с передвижными блоками колес, одно- или двухпарными ги-
тарами либо сочетанием механизмов обоих этих типов. Так, например, в кару-
сельном станке мод. 11352 применена двухва.ювая коробка подач с двумя пере-
движными блоками и перебором, включаемым посредством передвижного зубчатого
колеса, тогда как в аналогичном станке м щ. 15'2 более ранней конструкции ка-
ждая коробка подач состоит из двух вс> речных конусов с вытяжной шпонкой. Такая
замена представляет больше трудностей, если коробка подач входит в состав
винторезной цепи. Тем не менее некоторые станкозаводы предпочитают в этих
случаях заменяв указанные механизмы дру1 ими
В некоторых станках на с । рой ка на шаг как стандартных, так и специальных
резьб производится при помощи одних лишь сменных колес.
21 Ачеркаи. 1386.
322
Коробки скоростей и коробки подач
§ 39. МЕХАНИЗМЫ БЫСТРЫХ ПОДАЧ
Во многих станках, в особенности работающих ио автоматическому циклу.
перемещения стола, каретки, головки и т. д. на холостом ходу вперед или назад
производятся с повышенной скоростью в целях сокращения непроизводительных
потерь времени. Такие быстрые перемещения осуществляются по одному из сле-
дующих принципов, которые определяют структуру кинематической цепи подач:
А. Быстрые перемещения производятся от отдельного двигателя, а рабочие
подачи — от соответствующего звена цепи главного движения или также от
отдельного двигателя.
Б. Как рабочие, так и холостые быстрые перемещения производятся от одного
кинематическим цепям.
В. Рабочие подачи и быстрые пере-
мещения происходят по двум отдельным
цепям, причем начальные звенья их или
их общее начальное звено получают вра-
щение от одного из звеньев цепи главного
движения.
Кинематические цепи рабочих подач
и быстрых перемещений имеют, как пра-
вило, некоторое количество общих пере-
дач в начале и в конце этих цепей.
Для того чтобы предотвратить воз-
можность аварий, обусловленных одно-
временным включением обеих кинематиче-
ских цепей, управление ими блокируется
или вводятся муфгы обгона (см. стр. 454),
либо в соответствующем месте цепей пре-
дусматривают диференциальный механизм,
допускающий одновременную работу меха-
низмов рабочей подачи и быстрых пере-
мещений.
и того же двигателя, но по различным
Наиболее распространенные устройства, применяемые в станках для осуще-
ствления быстрых подач, представлены схематически на фиг. 309—311.
В устройстве по схеме фиг. 309 для медленных рабочих и быстрых холостых подач
имеются два отдельных двигателя. Когда включен лишь двигатель рабочей подачи (пра-
вый на схеме), то передаточное отношение от его вала к валу A: ipa6~ — • -г тХ
Z2 О и
X" • т * Передаточное отношение дпференциала равно при этом 1, так как дви-
z4 1 z$
гатель быстрого хода не работает, а валик сателлитов, на конце которого заклинено
червячное колесо Д12 самотормозящейся передачи, неподвижен. При включении
одного лишь двигателя быстрого хода передаточное отношение цепи i’X0A —
z^ zu 2 z7
= — • — • у • — ; в этом случае неподвижно коническое колесо zs дпференциала,
сателлиты обкатываются вокруг него, и передаточное отношение диференциала
2
равно у. Как легко видеть, направления вращения вала А в обоих случаях раз-
личны. Если включить двигатель холостого хода, не останавливая двигателя рабо-
чих подач, то так как для диференциала п(з -ф //. = 2//0, где п6 — число оборотов
колеса ze и т. д., получим
о г-, Zn Zji Zi U
2/Z0 —' 2tlXOA — Праб т
21o 212 2g О
Следовательно, число оборотов вала А
пл= -
2g
Ядол • /лол //раб ’ /раб
Механизмы быстрых подач
323
и передаточное отношение от вала двигателя быстрых ходов к валу А составляет
в этом случае
f ”А _ _ Ip.'16 i
•хол — „ — lxo I ' .. •'раб •
пхол нхол
Так как 1раЛ очень мало ио сравнению с го отсюда видно, что t* я»
'*^1 , т. е. блокировка обоих двигателей необязательна.
Соответствующим подбором колес гитары -у • у можно настроить желаемую
величину рабочей подачи. В некоторых станках вместо гитары имеется коробки
быстрых подач, в других такая коробка комбинируется с гитарой.
46*4
6.9*
46 *4
39*4
16 *4
80*4
37* 4 63*4
Л' — 4,2 кот
33
Фиг. .310.
" 53'5
60*4
46*4
32*2,5
-60*2,5
63*3,5
22'4
- 1зах т0(Х Ю
— 32*10
-94 *4
42*5
-25 *5
Скорость быстрых ходов в данном случае постоянна, как это и требуется
в большинстве случаев. Если бы понадобилось иметь две скорости быстрых ходов,
это можно было бы сделать, введя в кинематическую цепь привода быстрой подачи
перебор или другой простейший механизм.
Вал А может нести на себе червяк, сцепленный с рейкой стола, реечное зуб-
чатое колесо или представлять собой ходовой винт. По этому принципу построены,
например, цепи подач продольно фрезерных станков моделей 636 и 6Г65, про-
дольно-фрезерного станка модели 667 для обработки тюбингов и др.
Червячная передача в кинематической цепи «быстрых ходов на схеме фиг. 309,
понижающая скорость холостых перемещений, не всегда необходима; это зависит
от желаемой величины этой скорости, а также от структуры названной цепи.
Так, например, механизм подач одного изсупоргов карусельного станка модели 157,
схематически представленный на фиг. 310, содержит лишь одну червячную пере-
дачу. Рабочие подачи супорт получает от вала IV коробки через передачи
4о 1 2 43 '
4ii ’ 32 ’ Т ' 53 И Т’ Д' ЙК КаК дви1атель быстрых ходов в это время не работает,
следовательно, правое коническое котесо z = 42 диференциата неподвижно, а чер-
вячное колесо выполняет здесь одновременно функцию водила, ю передаточное
324
Коробки скоростей и коробки подач
отношение диференциала равно у . Для быстрого перемещения супорта включают
электродвигатель N = 4,2 кет, п = 2200 об/мин, и передача движения супорту
32 94 23 22 1 '
происходит по цепи — F- • — -- • — и т. д. Следует, однако, отметить, что кон-
Ом мт 1
струкция червячного колеса-водила получается здесь более сложной, чем пр i
исполнении механизма подач по схеме фиг. 309.
Другая часто применяемая схема
жена на фиг. 311 (в станке модели
колес). От двигателя /V- 2,2 кет,
механизма рабочих и быстрых подач изобра-
536 для чернового фрезерования конических
п — 1440 об/мин движение рабочей подачи
Н=2,2 кЪт
Фиг. 311.
передается здесь по кинематической цепи
20 а с 2 39 , ..
. . и т. д.; муфта М сцеплена
40 о а 72 36 > - т
при этом с червячным колесом д=72. Для
быстрой подачи супорта муфта М пере-
ключается на винтовое колесо z = 33, и
20 19 39
движение передается по цепи • ^-ит. Д-,
т. е. со скоростью, которая больше при-
, пл b d
близительно в 21 — • — раз, чем скорость
рабочей подачи.
В станках применяются помимо упомя-
нутых и некоторые другие механические,
устройства для осуществления как рабочих.
так и холостых быстрых подач, однако значительно реже описанных.
Особенно просто может быть решена задача получения подач, сильно разня-
щихся по величине, при использовании в цепи подач гидропривода или привода
от многоскоростного электродвигателя постоянного или трехфазного тока.
ЛИТЕРАТУРА
1. Руководства по уходу и обслуживанию различных станков, изд. Каталогиздата
и ЦБГИ МСС, 19-10 -1931.
2. Описания новых моделей станков в журналах „Станки и инструмент* и „Вестник
техн 'ческой инфо; матки МСС“. 1945 - 1951.
3. Энц клоиедическ и! справочник „Машиностроение", т. 9. гл. II, Машгиз, 1949.
4. Г. Л Левит. Коэфициент полезного действия быстроходных станков и способы
его повышения, 1.1Б1И МСС, 1950.
ГЛАВА VI II
БЕССТУПЕНЧАТЫЕ ВАРИАТОРЫ В СТАНКАХ
§ 40. ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ПРЕИМУЩЕСТВА БЕССТУПЕНЧАТОГО
ПРИВОДА СТАНКОВ
Стремление устранить непроизводительное увеличение машинных времен, обус-
ловленное ступенчатой структурой рядов чисел оборотов, двойных ходов и по ;-.ч
(см. § 5), обьясняет наблюдающуюся тенденцию к замене описанных выше меха-
низмов с постоянными и сменными зубчатыми передачами и шкивами —устройствами
для бесступенчатого регулирования скорое гей |лавного движения и подачи. Такие
устройства получают с каждым годом все большее распространение в станках
многих типов В некоторых типах станков — шлифовальных, про!яжных—-бессту-
пенчатый привод в цепях прямолинейного движения почти полностью вытеснил
коробки скоростей и подач и передачи сменными колесами. Все чаще появляются
модели станков, в которых бесступенчатый привод используется как в цепи глав-
го движения, так и в цепи подач (станки специализированные токарные, алмазно-
токарные, револьверные, радиально-сверлильные, круглошлифовальные и др.).
Так как требования, предъявляемые к приводу главного движения и к приводу
подач в отношении величин и градаций скоростей, равно как и в отношении кру-
тящих моментов, различны, то нередко различны также в одном и том же станке
устройства для бесступенчатого регулирования обеих этих цепей. Здесь возможны
самые разнообразные сочетания электрического привода с гидравлическим или
механическим и т. д. Иногда по этой же причине в одном станке используются
механические бесступенчатые вариаторы различных типов.
Повышение производительности, которое достигается применением в станке
бесступенчатой системы регулирования вместо механизма, дающего ступенчатый
ряд скоростей, нередко уже через короткое время окупает возможное увеличение
первоначальной стоимости станка. Насколько такое удорожание станка значительно,
зависит от типа выбранного устройства для бесступенчатою регулирования и от
конструкции механизма (коробки передач), который понадобился бы при отказе от
бесступенчатого регулирования. Иногда станок с бесступенчатым регулированием
чисел оборотов и подач может оказаться даже более дешевым благодаря упро-
щению конструкции станка, которое может быть очень значительным.
В каждом отдельном случае стоимость каждого из сравниваемых вариантов
привода может быть определена подсчетом. Значительно труднее вычислить увели-
чение производительности станка, достигаемое благодаря применению бесступен-
чатого вариатора, поскольку оно зависит не только от машинного времени. Кроме
того, падение производительности, обусловленное ступенчатостью регулирования, не-
пропорционально увеличению машинного времени, так как из-за понижения ско-
рости резания против экономически наивыгоднейшей стойкость инструмента не-
сколько повышается.
Особенно наглядны преимущества бесступенчатого привода для станков, на
которых выполняются такие операции, как отрезка валов более или менее значи-
тельного диаметра, торцеаая обточка, например, щек коленчатых валов, точение
kohvcob и т. п. Бесступенчатый привод позволяет в таких случаях поддерживать
постоянную скорость резания в течение всей операции или по крайней мере боль-
326 Бесступенчатые вариаторы в станках
шой части ее за счет непрерывного автоматического увеличения числа оборотов
шпинделя по мере приближения инструмента к qch заготовки. Этим достигается
сокращение машинного времени и тем самым увеличение производительности
станка.
Возможность бесступенчатого регулирования величины подачи при обработке
изделий с непостоянным припуском по длине заготовки, например при обточке
конусов из цилиндрической заготовки, позволяет существенно повысить произво-
дительность при лучшем в то же время использовании мощности станка [12].
В последнее время целесообразность бесступенчатого регулирования скоростей
главного движения и скоростей подачи с точки зрения повышения производитель-
ности подвергается сомнению. При этом указывается, что установить наивыгод-
нейший режим резания с достаточно высокой точностью невозможно по ряду причин
(неточность постоянных, которые входят в формулы теории резания, колебания
припуска, проскальзывание в фрикционных вариаторах и пр.), и поэтому эконо-
мический эффект бесступенчатого варьирования скоростей станков совершенно
незначителен. Однако при таком рассуждении упускают из виду возможность
практического установления наивыгоднейшей скорости резания путем проб
(„нащупывания* скорости), что особенно важно при серийной работе, а также
регулирования скорости в соответствии с варьированием факторов, влияющих на
режим резания, в процессе обработки, без остановки станка.
Помимо указанного преимущества бесступенчатого привода перед ступенчатым
он обладает также некоторыми другими достоинствами. В ряде случаев он позво-
ляет сократить время на обратные холостые хода больше, чем коробка скоростей
или подобный ей механизм, который обычно дает лишь одну или две обратные
скорости (см. § 39). Отсутствие зубчатых передач во многих системах бессту-
пенчатого регулирования способствует большей свободе станка от вибраций и
более высокой чистоте обработанной поверхности.
Бесступенчатый привод допускает регулирование скорости на ходу станка;
управление им легче, и обслуживание станка поэтому доступнее для рабочего не-
высокой квалификации. Именно эта особенность бесступенчатого привода оправ-
дывает применение его также в станках общего назначения, используемых для
единичного производства изделий, в ремонтных цехах и т. п., где нет возможности
заранее установить экономически наивыгоднейшие скорость резания и подачу для
обработки одного-двух изделий. Возможности регулирования режима обработки на
ходу станка в подобных случаях важнее бесступенчатости ряда.
Возможность регулировать скорость в процессе резания особенно ценна для
станков, работающих инструментом, оснащенным твердым сплавом, так как многие
из этих сплавов хрупки, и остановка станка под нагрузкой без вывода инстру-
мента из металла опасна для целости инструмента.
Бесступенчатый привод дает также возможность установить режим работы,
обеспечивающий хорошую чистоту обработанной поверхности. Так, на одном из
отечественных станкозаводов было замечено, что при шлифовании плоскостей на
станке тина „шепинг” с круглым столом, вращающимся с постоянным числом обо-
ротов, чистота отшлифованной плоскости получается неодинаковой в разных
местах ее. Для устранения этого недостатка оказалось необходимым в более новых
моделях плоскошлифовальных станков этого типа построить привод стола таким
образом, чтобы число его оборотов п автоматически возрастало по мере прибли-
жения шлифовального круга к середине стола, так, чтобы R-n — const, где
R —расстояние круга от центра стола. Очевидно, при этом и скорость v = const;
R-n также постоянна (до определенных, не слишком малых значений /?).
Повышению качества поверхности, обработанной на станке, и увеличению дол-
говечности инструмента способствует также возможность вывести станок из обла-
стей колебаний путем некоторого варьирования параметров режима работы станка.
Этими достоинствами, а также возможностью автоматизации бесступенчатого
привода объясняется довольно быстрое распространение его в самых разнообраз-
ных по типу и назначению станках. Все же господствующими в станкостроении
Способы бесступенчатого регулирования
327
остаются приводы со ступенчатой градацией чисел оборотов и подач. Исключением
являются, как упоминалось, шлифовальные и протяжные станки: все современные
модели их гидрофицированы.
§ 41. СПОСОБЫ БЕССТУПЕНЧАТОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ ЧИСЕЛ ОБОРОТОВ,
ДВОЙНЫХ ХОДОВ И ВЕЛИЧИН ПОДАЧ
После того как вопрос о применении в проектируемом станке бесступенчатого
привода решен положительно, необходимо выбрать систему бесступенчатого регу-
лирования скоростей соответствующего узла и тип конструкции бесступенчатого
вариатора. Выбор зависит от ряда факторов, к числу которых относятся требуе-
мый диапазон регулирования скоростей; требуемое или допускаемое в этом дна-,
пазоне изменение крутящего момента (жесткость механической характеристики
привода); требуемая устойчивость скорости при колебаниях нагрузки; надобность
в изменении скорости на ходу, в реверсировании и торможении; желаемый закон
изменения скорости; значение к. п. д.; требования в отношении эксплуатационной
надежности; катеюрия сложности ремонта. Различные системы бесступенчатого
привода и различные конструкции вариаторов далеко не равноценны в указан-
ных отношениях.
В современных станках используются следующие способы бесступенчатого регу-
лирования рабочих движений:
А. Электрическое регулирование путем изменения числа оборотов электродви-
гателя, который приводит в движение соответствующую цепь станка. Уже сравни-
тельно давно в станках нашли применение электродвигатели постоянного тока
с шунтовым регулированием и агрегаты по системе генератор — двигатель („си-
стема г.—д.“), а в отдельных случаях и шунтовые коллекторные двигатели
трехфазного тока. Для увеличения при надобности диапазона регулирования
эги двигатели комбинируют с каким-либо ступенчатым редуктором, часто в виде
одного агрегата или даже в одном корпусе (бесступенчатые моторедукторы).
Наиболее удобным для тяжелых станков является привод по системе генератор—
двигатель, обладающий диапазоном регулирования /?п:^15 или немного больше.
Для небольших мощностей его габариты .могут быть сделаны настолько ма-
лыми, что все четыре машины, образующие агрегат, встраиваются, например,
в ножку и бабку изделия круглошлифовального станка небольших размеров. Однако
в большинстве случаев габариты и вес этого агрегата все еше получаются довольно
большими.
Широкие перспективы применения в станках имеют разработанные и усовер-
шенствованные в последние годы системы привода, в которых используются электро-
машинный усилитель (ЭМУ) с поперечным полем (создан в СССР в 1929 г. акад.
К. И. Шейфером и лишь через 10 — 12 лет появился в США и Англии под назва-
нием „амплидин") или электромашинный регулятор (элекгромашинный усилитель
с самовозбуждением). Применение этих ЭМУ в системе генератор—двигатель дает
возможность очень значительно увеличить диапазон регулирования чисел оборотов
привода (см. [14], [15]). На одном из отечественных станкозаводов была в по-
следние годы разработана такая система привода, позволяющая варьировать по-
дачи в диапазоне порядка /?^~1000.
Некоторое применение получил также созданный в ЭНИМС. (инж. П. В. Мар-
киным и канд. техн, наук В. Г. Зусманом) электронно-ионный привод ЭЛИР с
жесткой характеристикой и широким диапазоном регулирования [16],
Бол: шим достоинством некоторых новых систем электропривода является
возможность автоматизации рабочего цикла станка. Благодаря этому они полу-
чили применение в ряде станков, где по роду производимой операции тре-
буется плавное регулирование скорости шпинделя или подачи, либо непрерывное
изменение числа оборотов в процессе выполнения операции. В качестве примеров
можно назвать токарный станок для обработки втулки воздушного винта с
непрерывным увеличением скорости шпинделя для сохранения скорости реза-
328
Бесступенчатые вариаторы в станках
ния постоянной; копировально-фрезерный станок, в котором привод с ионным
управлением используется для получения постоянной скорости подачи; резьбофре-
зерный станок с планетарным шпинделем, снабженный электроприводом с упра-
влением посредством тиратронных ламп для автоматического регулирования подач
соответственно требуемому циклу работы станка Они нашли применение также
в ряде станков общего назначения — токарных многорезцовых, фрезерных, шли-
фовальных— при мощности до 15 кет и имеют весьма благоприятные перспективы
дальнейшего распространения в станках разнообразных типов.
При выборе варианта с электрическим бесступенчатым регулированием скорости
главного движения или подачи решающую роль играет соответствие механической
характеристики двигателя требованиям, которые предъявляются к крутящим момен-
там или к мощноеги, расходуемой в соответствующей цепи станка. Важное зна-
чение имеют и другие эксплуатационные качества электродвигателя — пусковые и
тормозные свойства, возможности реверсирования, удобство управления и пр., а
также габариты и стоимость двигателя или агрегата с электроаппаратурой упра-
вления.
Электроприводы с бесступенчатым регулированием скорости на выходном
валу имеют весьма благоприятные перспективы применения в металлорежущих
станках. Помимо достоинств, указанных выше, приводы этого типа имеют еще и те
преимущества, что позволяют поддерживать скорость резания постоянной при
колебаниях нагрузки, вызванных, например, непостоянством припуска или посте-
пенным затуплением инструмента. Они дают возможность работать, в зависимости
от надобности, с постоянной мощностью, следовательно, с большим крутящим
моментом на низких числах оборотов (автоматическое регулирование напряже-
ния в цепи якоря), либо с постоянным крутящим моментом (варьирование на-
пряжения в цепи возбуждения). Наконец, в некоторых случаях имеет практическое
значение также и возможность автоматического регулирования скорости соот-
ветственно определенной желаемой закономерности.
Б. Регулирование с помощью гидравлического привода, широко применяемого
для осуществления прямолинейных движений подачи в шлифовальных, фрезерных
станках, холодных пилах, значительно реже для той же цели в токарных, револь-
верных станках, в токарных и зуборезных полуавтоматах. Успешные результаты
эксплуатации гидрофицированных строгальных и долбежных станков доказывают,
что гидромеханизмы пригодны для привода возвратно-поступательного движения
также при высокой скорости его.
Достоинства гидроустройства в качестве агрегата для бесступенчатого регули-
рования — широкий диапазон регулирования, быстрота изменения скорости от наи-
меньшего до наибольшего значения, автоматическая защита от перегрузки, само-
смазываемость, легкая возможность ограничения крутящих моментов, простота
дис।анционного управления, быстрое и в то же время мягкое реверсирование, малые
габариты. Недостатками являются недостаточно жесткая характеристика вследствие
внутренних утечек, влияние колебаний температуры на вязкость масла и тем самым
на устойчивость установленной скорости. При низких скоростях работа гидропри-
вода часто не об задает нужной устойчивостью.
Для вращательного движения гидропривод используется в станках пока еще
значительно реже. Появившиеся довольно давно гидромогоры вращательного дви-
жения по ряду причин не смогли конкурировать с приводами других типов, при-
меняемыми для вращения главных шпинделей станков. Лишь в последние годы
гидромоторы начинают применять в станках для бесступенчатого регулирования
чисел оборотов, особенно если требуемый крутящий момент мал. Практический
диапазон регулирования оборотов этих гидромоторов достигает Rn = 18 ч—20, а
иногда и большей величины. Следует, однако, иметь в виду, что с увеличением
диапазона R„ регулирования гидропривода его к. п. д. т; падает; характер зави-
симости у; ==/(/?„) связан с конструкцией гидропривода; поэтому практически
используемый диапазон регулирования оборотов гидромотора все же редко превы-
шает 20—25.
Способы увеличения диапазона бесступенчатого регулирования 329
В. Регулирование при помощи механических бесегупенчатых вариаторов. Из
чрезвычайно большого количества вариаторов этого рода, различающихся как по
принципу работы, так и по конструкции, в приводе станков получило более или
менее значительное применение лишь небольшое число типов (см. ниже).
Решение вопроса о предпочтительности одною из трех возможных вариантов
бесступенчатою регулирования- -электрического, гидравлического или механиче
ского — остальным двум зависит от условий, поставленных в техническом задании,
различных для каждого конкретного случая. Наибольшие диапазоны регулирования,
указываемые для упомянутых систем, далеко не всегда могут быть использованы:
характеристики мощностей и крутящих моментов, изменяющихся в зависимости
от числа оборотов в минуту по законам, различным для разных систем бесступен-
чатого регулирования, могут не удовлетворять требованиям, предъявляемым к при-
воду проектируемого станка. При передаче значительных мощностей важную роль
играет и величина к. п. д. при различных числах оборотов; поэтому используемый
диапазон регулирования для привода подач, как правило, больше, чем для привода
главного движения.
Существенное значение имеет и вопрос преобразования движения, его плавности
и точности. Для вращательного движения удобнее регулирование электрическое
или при помощи механического вариатора, для прямолинейного—гидравлическое,
при котором отпадают механизмы для преобразования вращательного движения
в прямолинейное, а главное — достигается очень высокая плавность и точность
движения.
Электрические системы бесступенчатого регулирования и гидроприводы стан-
ков изучаются в отдельных курсах. В дальнейшем рассматриваются поэтому кон-
струкции и методы расчета лишь механических бесступенчатых вариаторов, притом
только тех, которые достаточно часто используются в приводе современных ме-
таллорежущих станков.
§42. СПОСОБЫ УВЕЛИЧЕНИЯ ДИАПАЗОНА БЕССТУПЕНЧАТОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
ПРИ ПРИМЕНЕНИИ В ПРИВОДЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ВАРИАТОРОВ
Диапазон регулирования механических бесступенчатых вариаторов, получивших
применение в приводе главного рабочего движения и в приводе подач станков,
для большинства типов не превышает значений и лишь для немногих
достигает г,г~1О-т--15 (см. ниже). Если весь диапазон Rn регулирования оборо-
тов шпинделя, ходового валика, реечного колеса, ведущего стол, и т. и., требуе-
мый по условиям технического задания, превышает г„, то он должен быть полу-
чен последовательным соединением выбранного бесступенчатого вариатора с каким-
либо дополнительным устройством, диапазон регулирования оборотов которого
не меньше, чем — . Бесступенчатое регулирование этого устройства не необхо-
гп
димо; поэтому в качестве дополнительного устройства может быть взят второй такой
же вариатор или группа из двух-трех таких вариаторов, как эго и делается, либо
многоскоростной электродвигатель трехфазного тока, коробка скоростей или
подач любого типа (в том числе и гитара сменных колес), сменные шкивы, эпи-
циклический механизм.
Последовательное соединение в приводе нескольких бесступенчатых вариаторов
целесообразно лишь при большой простою их конструкции и малых габаритах,
гак как иначе привод получается слишком дорогим и громоздким.
Перекрытие чисел оборотов или подач в большом диапазоне, получающееся
при сочетании двух бесступенчатых вариаторов, не всегда является недостатком.
Если требуемый диапазон регулирования равен Rn, а диапазон регулирования бес-
ступенчатого вариатора гП, то необходимое количество m одинаковых вариаторов,
образующих группу, определяется из очевидного соотношения Rn = г". Пример
подобного решения представлен на фиг. 312, изображающей привод станка для
сверхчистовой отделки. Передача от двигателя к желобчатому шкиву, с которого
330
Бесступенчатые вариаторы в станках
вращение передается шпинделю, сконструирована здесь из трех одинаковых бес-
ступенчатых передач, последовательно соединенных по схеме || |. Каждая
из этих передач состоит из пары шкивов; один из них—обычный цилиндрический
шкив, другой представляет собой пару раздвижных конических дисков (см. фиг.
321). Вал а установлен соосно с валом двигателя, вал b—параллельно ему
в кронштейнах, подвешенных внизу шпиндельной бабки станка таким образом,
что расстояние между осями обеих групп шкивов можно менять соответственно
положению конических дисков. Установка желаемой скорости производится по
встроенному тахометру посредством маховичка и винта., воздействующего на вилку,
которая управляет качательным движением подвески. При вращении маховичка
Фиг. 313.
Фиг. 314.
все три пары конических дисков одновременно сближаются или раздвигаются. Диа-
пазон регулирования каждой из этих бесступенчатых передач гп = 3; следовательно,
диапазон'регулирования оборотов шпинделя Rn — г3„ = 27. Структурная сетка для
описанного привода представлена на фиг. 313 (а — как для механизма с двумя
ступенями возврат, б—в развернутом виде).
На фиг 314 изображена лучевая диаграмма для привода, в состав которого
входит хотя бы один бесступенчатый вариатор. Некоторое перекрытие секторов
на диаграмме необходимо, если требуется полная непрерывность ряда оборотов:
относительное проскальзывание элементов фрикционной передачи, падение числа
оборотов электродвш ателя под нагрузкой, колебания объемного к. п. д. гидроме-
Способы увеличения диапазона бесступенчатого регулирования 331
ханизма не позволяют рассчитывать на получение теоретических предельных чисел
оборотов при всех условиях эксплуатации станка.
Пусть механизм ступенчатого регулирования, последовательно соединенный
с системой бесступенчатого регулирования оборотов, осуществляет q передаточ-
ных отношений
h < h < • <С,- (42.1)
В таком случае непрерывный ряд . пг оборотов ведомого элемента станка
состоит из следующих бесступенчатых рядов:
^min — tty . . . Z2raax ’ h »
Я min ’ ^2 • * • max •
Йш1п ‘ Ц • ^тах '
(42. 2)
Йщ1п ' • ^тах' — й^.
Здесь лтт — наименьшее число оборотов бесступенчатого механизма при хо-
лостом ходе; пгаах— наибольшее число его оборотов при наибольшей нагрузке
ведомого элемента.
Для того чтобы ряд /гг. . . п2 был непрерывным при всех условиях работы
станка, должны быть выполнены условия (см. фиг. 314)
йт!п ’ ^2 ^тах ' Д J ^mln * Д ^tnax * Д , • • • 1 йт|п • '"С йщах * Д—1 •
(42. 3)
В этих неравенствах знак < означает: .немного меньше или в крайнем случае
равно'.
Система неравенств (42. 3) дает
t I
*2<~—z3^ —. i2=^z rn-i2 ra • (42.4)
Лт1п nmin
и т. д. или в общей форме
ДКНГ’-Д. (42.5)
Это неравенство можно написать также в виде
(42. 6)
если ввести коэфициент k, несколько меньший или в крайнем случае равный
единице. Отсюда видно, что в каждом отдельном случае при k — const переда-
точные отношения if составляют геометрический ряд со знаменателем k • гп =
- k—, который зависит, следовательно, в основном от диапазона системы
nmin
бесступенчатого регулирования. Для механических бесступенчатых вариаторов
г„»1, и нередко окажется k-г„ ®шм «= 2, вследствие чего конструкция ко-
робки скоростей или подач осложняется; как ясно из сказанного, в § 15 и 16,
размеры передач коробки могут стать большими и сама коробка — громоздкой.
В подобных случаях можно взять величину k-r„, следовательно, и k малой, т. е.
пойти на значительное перекрытие секторов на фиг. 314, что не представляет
неудобств, а иногда даже облегчает управление станком. Другое решение состоит
в комбинировании бесступенчатого вариатора с эпициклическим механизмом (см.
ниже).
Для определения величины /г, а затем и k-rn можно воспользоваться соотно-
шениями (42. 2) и (42. 6), из которых следует
Йг —~ йшах" tg = йщах (Л- ГпУ ' Д ~ йШ1п ’Гд (Л • Гд) Хр (42. 7)
332
Бесступенчатые вариаторы в станках
Так как притом лШ1а-^ = '’т> 111
откуда
«л = «j-r'n-k'1 *,
(42. 8)
(42. 9)
Значение диапазона регулирования Rn определяется предельными режимами
работы станка, диапазона гп — выбранным типом бесступенчатого вариатора.
Число q ступеней регулирования механизма, связанного С бесступенчатым вариа-
тором, которое должно быть выбрано, чтобы возможно было найти k из формулы
(42.9), определяется следующим образом: соотношение (42.8) дает, поскольку
коэфициент k С 1,
~ --= R„ в r4a. (42. 10)
Следовательно,
а -> и а lS Rn
7 lg rn Im'n \gr„
(42. 11)
Значение </т|п должно быть, конечно, округлено до ближайшего большего
целого числа. Коэфициент k находится после этого из соотношения (42.9).
Относительное перекрытие w чисел оборотов в отдельных местах непрерывного
ряда //j. . . пг (при k < 1) составляет, как это видно из соотношений (42.2) и (42.3):
w = юо°/о.
( лшах ?Iinin) ‘j—1
(42. 12)
Подставляя сюда if—k-rn ij^, получим
100%== юоо/0.
п — и гп — ।
''шах z<min п
(42. 13)
Если k— const, то и = const во всей области значений пх... пг. Соотно-
шения (42.9) и (42.13) показывают, что значению <7п]|п соответствуют k = и
<ш) = Wmin, т. е. наиболее экономная структура привода в целом.
Если исходить из известной или заранее найденной величины наибольшего
скольжения бесступенчатого вариатора при наибольшей допускаемой нагрузке его
из соответственно выбранного значения коэфициента k, то число q ступеней регу-
лирования определяется из формулы (42. 9) следующим образом:
lg Rn - lg r„
!g (*•'•„)
+ 1,
т. e
lg (k R„)
IgU-'-J '
(42. 14)
Наименьшее передаточное отношение zt механизма, регулируемого по ступеням,
находится из соотношения
Z, = ,_Л1_ , (42. 15)
nmin
остальные передаточные отношения — из общей формулы (42. б).
Из неравенства (42. 4) следует, что коэфициент k не должен быть обязательно
постоянным; поэтому вполне возможно расширить диапазон бесступенчатого регу-
лирования оборотов, используя для привода бесступенчатого редуктора многоско-
росгной электродвигатель с любой градацией чисел оборотов. Если последние не
Способы увеличения диапазона бесступенчатого регулирования 333
образуют правильного геометрического ряда, т. е. /г const, го также и относи-
тельное перекрытие чисел оборотов w =Ф const, как следует из формулы (42. 13).
Большие возможности в отношении увеличения диапазона регулирования откры-
вает сочетание с бесступенчатым вариатором эпициклического механизма. Пусть,
например, привод вата II на схематической фиг. 315 состоит из бесступенчатого
вариатора А, постоянной передачи, условно показанной на схеме в виде простой
зубчатой передачи с внешним зацеплением, и планетарного механизма д3— д6.
Водило скреплено в данном случае с ведущим валом / бесступенчатого вариатора,
и число его оборотов пв = /;0. Число п оборотов вала II определяется формулой
(42. 16)
где и3 — число оборотов колеса z3. Если обозначить
и—передаточное отношение бесступенчатого вариатора
и -ф- ~ = 1п, то так как /т3 = пп-и-1Г, где ie- пере-
2 а
даточное отношение постоянной передачи (на схеме —
передачи — ) , предыдущая формула принимает вид:
z2 /
//—н0 = //0 (ц. 1е—\)in и п = п0 Ue-i,,- и ф(1 -/„)]. (42. 17)
Таким образом, при пй = const число п оборотов вата // связано в данном
случае с передаточным отношением и бесступенчатого вариатора линейной зависи-
мостью
п пи(Сг и -|- С2),
(42. 18)
>де Сг = const и С2 = const. Отсюда следует, в частности, что при любых значе-
ниях и, т. е. любой регулировке бесступенчатого вариатора, число п оборотов
ведомого вала конечно.
Зная требуемые предельные числа оборотов вала // ит,п = nL и дтах = ц2 и
предельные передаточные отношения бесступенчатого вариатора u,„in -= и, и «,пах =
=-и., можно найти необходимые значения ic для постоянной передачи и 1п ~~ ‘i- • *•'
2.j Zq
для планетарного механизма. Уравнение (42.17: дает
и, . . , . ,
—L = /,-= zr11 t.,У,
и о
-Пг- =-- 1г == ie- in. и., + ! 1- ф).
*‘0 I
Отсюда
i\-и„--1~-их = (1 - in) (п2 т/|)
• -] 6'"2 /офу _ ‘>2:: "|.zii:":
П II > — U] II2 —
(42. 19)
(42. 20)
Первое из уравнений (42.19) дает далее
5
"I 1Л
л после подоановки сюда найденного значения ф:
(42. 21)
Н-2 -I б О/., !Z|
334
Бесступенчатые вариаторы в станках
Формулы (42. 20)
регулирования Rn =
в следующей форме:
и (42. 21) можно также написать, вводя величины диапазонов
«1
И гп =
гл
— , т. e. подставляя t2 = и и, ~rtt’u.
ut 1
1п
1 б (R„
гп - 1
= i-h, 4L—т-;
(42. 22)
(42. 23)
Если передачи
му'1 вид
in выполнены так, что ic-in < 0, то уравнения (42. 19) при-
I,-
(42. 24)
Определяя отсюда значения ic и /„ [или из формул (42.20) и (42. 21), заменяя
и и2 на — mJ, получим
в них их на — и„
1 - б (R,
.) _ 1 _ h (Rn rn-
(42. 25)
и
п
с ui {гп — 1 + 5 <#л
5 (/?„- !)
(42. 26)
величинам ic и in
передачи привода
определяются далее с учетом их знаков струк-
и числа зубьев всех колес, которые входят
расширения диапазона регулирования следует
По найденным
тура постоянной
в его состав.
При выборе указанного способа
иметь в виду, что не все возможные варианты сочетания бесступенчатого вариатора
с эпициклическим механизмом пригодны. Некоторые, комбинации могут дать п—>со
при известных значениях и, другие обладают неприемлемо низким к. п. д. или
требуют крутящих моментов, чрезмерно больших для выбранного вариатора.
Поэтому намеченные кинематические схемы должны быть подвергнуты анализу
в отношении конечности значений / = — , наибольших усилий в элементах при-
• Г1|,
вода и его общего к. п. д. Последний показатель не имеет существенного зна-
чения лишь для таких кинематических цепей, в которых общий расход мощно-
сти, включая сюда и потери, незначителен — не превышает примерно 0,5 кет.
В остальных случаях величина к. п. д. может оказать решающее влияние на выбор
варианта.
Присоединение к бесступенчатому вариатору одной или нескольких зубчатых
передач, расположенных в
целью не увеличение — или
а увеличение передаваемых
понижения чисел оборотов.
Особенно простым получается бесступенчатый привод станков узкого целевого
назначения: благодаря тому, что требуемые диапазоны регулирования скоростей
шпинделя и подач таких станков малы, здесь часто можно использовать механи-
ческий бесступенчатый вариатор или шунтовый двигатель постоянного тока, не
добавляя никаких других устройств в приводе. Следовательно, конструктивно
задача решается здесь проще, чем при проектировании бесступенчатого привода
для станка общего назначения.
кинематической цепи после вариатора, часто имеет
не одно лишь увеличение — диапазона регулирования,
крутящих моментов до требуемой величины за счет
Конструкция механических бесступенчатых, вариаторов
335
§ 43. КОНСТРУКЦИЯ МЕХАНИЧЕСКИХ БЕССТУПЕНЧАТЫХ ВАРИАТОРОВ,
ПРИМЕНЯЕМЫХ В СТАНКАХ
Большинство механических бесступенчатых вариаторов, нашедших применение
в станках, принадлежит к классу фрикционных. Они отличаются большим разно-
образием конструкций и столь же разнообразными эксплуатационными свойствами.
Если не стремиться к большой строгости классификации, затруднительной потому,
что для характеристики этих вариаторов имеют значение также элементы автома-
тизации управления, регулировки и т. д., то механические вариаторы, используемые
в современных станках, можно распределить на следующие группы:
А. Фрикционные бесступенчатые вариаторы:
1. Вариаторы с непосредственным соприкосновением ведущего и ведомого эле-
ментов: а) лобовые вариаторы: б) вариаторы, регулируемые изменением угла между
осями; в) вариаторы конусные (без промежуточного звена).
2. Вариаторы с раздвижными коническими шкивами и гибким передаточным
звеном между ними: а) с одним раздвижным и одним цилиндрическим шкивом;
б) с двумя раздвижными желобчатыми шкивами и комплектом клиновых ремней;
в) с двумя раздвижными коническими шкивами и ремнем специальной конструкции-
(колодочным).
3. Вариаторы с раздвижными коническими шкивами и жестким передаточным
звеном между ними.
4. Вариаторы с нераздвижными коническими шкивами (роликами) и жестким
передаточным звеном между ними.
5. Вариаторы с ведущим и ведомым элементами специальной формы и жесткими
промежуточными элементами (вариатор В. А. Светозарова и другие).
Б. Цепные бесступенчатые вариаторы. Из числа их в станках нашел примене-
ние лишь цепной вариатор с раздвижными коническими желобчатыми дисками.
Если N' — нормальное давление на соприкасающихся фрикционных поверхно-
, р
стях, то для передачи окружною усилия Р необходимо, чтобы N _> — , где f —
коэфициент трения. При /V' < у- буде: происходить относительное проскальзыва-
ние поверхностей, сопровождающееся нагреванием и усиленным износом или даже
разрушением их; поэтому устройства, осуществляющие давление нажатия Л/',
следует рассчитывать с запасом, однако не чрезмерным, так как и слишком боль-
шая величина Л/' нежелательна. Наилучшими в этом отношении являются саморе-
гулирующиеся бесступенчатые передачи, в которых величина N' автоматически
сообразуется с величиной передаваемого крутящего момента. Применяемые в станках
конструкции этого рода и способы саморегулирования рассмотрены ниже.
1. Вариаторы с непосредственным соприкосновением веду-
щего и ведомого элементов.
а) Лобовой вариатор (лобовая передача), несмотря на большую простоту
конструкции и низкую стоимость, находит в станках лишь ограниченное примене-
ние из-за присущего ему недостатка — сильного срабатывания роликов при большой
ширине их (см. § 44А) и неспособности передавать большие усилия при малой
ширине. Эта передача используется главным образом в некоторых токарно-отрез-
ных станках, где посредством непрерывного автоматического перемещения роли-
ков, заимствуемого от супорта, возможно сохранять скорость резания приблизи-
тельно постоянной на всем или на большей части пути отрезного резца.
Лобовая передача по схеме фиг. 316 была использована в приводе к расире-
де.-т1пелыюму валу одной из конструкций опношпиндельно!о автомата.
Ролики изготовляются из чугуна или стали и обычно имеют обкладку и; кожи
или пластмассы (текстолита и т. п ) для увеличения коэфициецга трения. Материа-
лом для сопряженных дисков служит чугун или машиночоделочная сталь. Если
ролики — без обкладки, рекомендуется делать их из металла более мягкого, чем
диски: это способствует более равномерном: износу их; кроме того, ролики
меньше дисков, и замена их обходится дешевле.
336
Бесступенчатые вариаторы в станках
Диапазон регулирования лобовой передачи обычно гп < 4; при схеме по
фиг. 316 он может быть доведен до Гптах~15.
б) На фиг. 317 изображен вариатор, регулируемый изменением угла между
осями, в приводе малого вергикально-сверлильного станка. Электродвигатель под-
вешен здесь шарнирно. При подвинчивании показанного слева винта двигатель
поворачивается (см. пунктирное положение), точка соприкасания выпуклого диска
с коническим изменяет свое положение и поэтому изменяется передаточное отно-
шение от двигателя к шпин-
делю.
В другой модели этого
вариатора (фиг. 318) на валу
двигателя заклинен конический
диск 1, на валу передачи к
шпинделю — диск 2 в виде по-
Фиг. 317.
фиг. 316.
лого цилиндра. Двигатель установлен так, что образующая конического диска
перпендикулярна к оси ведомого диска и касается его кольцевого торца по диаметру.
Регулирование оборотов шпинделя производи гея перемещением двига!еля на салаз-
ках относительно оси ведомого вала. Эта конструкция лучше предыдущей, так
как точечный контакт в передаче по фиг. 317 заменяется здесь линейным.
В обоих случаях ведущий диск сделан из стали или чугуна, ведомый — из
текстили га.
Диапазон регулирования передач этого типа не превышает 3.
Передача может быть сделана саморегулирующейся (самозатягиваюшейся), если
применить в ней пару косозубых колес, как показано на фиг. 318. Действительно,
нормальное давление N' на фрикционных поверхностях равно здесь осевой соста-
вляющей А давления на зуб ведущего колеса (давлением слабой пружины 3 можно
пренебречь), т. е.
sin 23
з -Tyl'igT
(43 1)
где Р'— окружное усилие в зубчатой передаче; —угол наклона зубьев; т —
угол зацепления; / — коэфициент трения на зубьях.
С друюй стороны,
p.r= PR,
(43. 2)
Конструкции механических бесступенчатых вариаторов
337
где Р—окружное усилие в фрикционной передаче. Следовательно,
7V'
Р
sin 23
cos2 i --/tg а
— const,
(43.3)
т. е. нормальное давление № самоустанавливается пропорционально Р. Подбором
отношения-у-и угла р можно сделать отношение .V': Р равным желаемой величине,
например, при /—0,12 — рав-
ным 1 :0,12 — 8,5.
При реверсировании двигателя
усилие А направлено в противо-
положную сторону. Если ревер-
сирование используется для хо-
лостых ходов (вывинчивание мет-
чика в сверлильных станках, где
чаще всего применяется такая
передача), то Р, N", Р и А не-
значительны, и слабой пружины 3
достаточно для работы передачи,
в) Интерес для станкостроения
по своему широкому' диапазону
мощности, приспособляемости к
нагрузке и пригодности для высоких чисел
саморегулирующийся конусный вариатор без
оборотов (см. ниже) представляет
промежуточного звена. Схема его
работы изображена на фиг. 319,
разрез - на фиг. 320.
Фиг. 320.
R
На валу /, вращающемся со скоростью л0, заклинен фрикционный конус /,
который можно передвигать в осевом направлении вместе с этим валом или вдоль
него по направляющей шпонке или лучше по шлицам. Этот конус соприкасается
<: внутренним конусом 2, который заклинен на валике, общем с зубчатым колесом 4.
От последнего вращение передается колесу 5, заклиненному на ведомом валу II.
Валик деталей 2 и 4 свободно вращается в подшипниках корпуса 3, который
сидит свободно на валу II или на цапфах удлиненной втулки колеса 5 (фиг. 320).
22 Ачеркан 1386
338 Бесступенчатые париаторы в станках
При пй = const число оборотов конуса 2, следовательно, и вала 11 зависит только
от относительного положения конусов 1 и 2 (ср. верхний и нижний рисунки на
схеме).
Благодаря тому, что корпус <3 может свободно поворачиваться около вала 11,
передача обладает способностью автоматически приспособляться к величине пере-
даваемого крутящего момента: корпус ее поворачивается настолько, чтобы на
поверхности контакта фрикционных корпусов достигалось давление, которое обес-
печивает передачу момента, требуемого нагрузкой на ведомом валу (см. § 44).
Вследствие этою относительное скольжение трущихся поверхностей, неизбежное
здесь, поскольку вершины конусов 1 и 2 не совпадают, остается при всех нагрузках
приблизительно постоянным, около 2 — 3'7О.
Конус 1 передвигается в осевом направлении вместе с валом двигателя спе-
циальной конструкции или, как упоминалось, вдоль вала вместе со втулкой, на
которой заклинен конус.
Фиг. 321.
Ведущий фрикцион 1 изготовляется из чугуна или стали типа LLIX15, ведомый —
из текстолита в виде кольца 2 (фиг. 320), которое затем запрессовывают в сталь-
ной или чугунный вкладыш и скрепляют с ним винтами. Вкладыш с кольцом
соединяется с чашкой ведомого конуса посредством нескольких винтов. Благодаря
такой конструкции замена изношенного фрикционного кольца вместе с его вкла-
дышем может быть произведена быстро и без затруднений.
Сквозь вентиляционные каналы в конусе 1 (см. фиг. 320) при вращении ко-
нусов прогоняется центробежной силой воздух, который по пути к выходному
широкому отверстию охлаждает трущиеся поверхности.
Диапазон регулирования фрикционной передачи вариатора описанного типа
колеблется в пределах гп = 1,25-н 5.
2. Вариаторы с раздвижными коническими шкивами и гибким
передаточным звеном между ними. Вариаторы этой группы работают по
принципу, ременной передачи с той разницей, что, сдвигая и раздвигая пару кони-
ческих дисков, из которых состоит шкив, изменяют рабочие диаметры обоих
шкивов или одного из них и тем самым их передаточное отношение.
а) Простейшая конструкция вариатора этого тина изображена на фиг. 321, а
(диски сдвинуты до отказа, передаточное отношение и = мтах) и б (диски раздви-
нуты, и = «ты). Во втулке 1 находится пружина, которая стремится сблизить
диски, поэтому при перемещении двигателя вдоль салазок маховичком 2 раздвиж-
ной шкив самоустачавливается, и должное натяжение ремня всегда обеспечено.
Раздвижной шкив может находиться на любом из двух валов. Диапазон регу-
лирования гп <. 2. Простота и дешевизна этого устройства очевидны из фигуры.
б) Вариаторы с двумя парами раздвижных конических дисков и колодочным
ремнем । случили довольно большое применение в различных станках. Они ис-
пользуются в приводе главного движения в виде узла, установленного отдельно,
либо встроенного в станок.
В рычажную систему управления вариаторов этого типа введены специальные
детали, которые обеспечивают постоянство натяжения колодочного ремня при сдви-
гании одной пары дисков и одновременном раздвигании другой.
Конструкции механических бесступенчатых вариаторов
339
Диапазон регулирования вариатора с колодочным ремнем зависит от его раз-
меров и может составлять от г„ = 1,5 до гп = 18; большая часть моделей имеет
гп 8. Вариаторы этого типа строятся в настоящее время для мощностей нормально
до 55 кет, сравнительно дешевы и конструктивно несложны. Однако они несколько
громоздки и поэтому в небольшие станки встраиваются с трудом. Ремни с дере-
вянными колодками требуют при нормальной эксплуатации ремонта (замены колодок)
примерно через каждые 4 — 6 мес.
3. Вариаторы с двумя парами раздвижных конических ш к и-
вов, связанных стальным кольцом, отличаются большой компактностью,
благодаря которой легко встраиваются в шпин-
дельную бабку станка даже малых размеров дм.,
например, фаг.
шлифовального
~—чч
322, передняя бабка кругло-
станка модели ЗД16). Главным
Фиг. 322.
образом по этой причине механизм данного типа получил применение в довольно
многих моделях сверлильных и шлифовальных станков. Для станков дру|их
типов его мощность (N < 10 кит при п = 1440 об/мин) нередко недоста точна.
Другими достоинствами вариатора данного тина являются его саморегули-
руемость — в этом отношении он сходен с вариатором по фиг. 319—и малое
колебание установленного передаточного отношения.
Условие успешной работы этого вариатора—тщательное изготовление кольца
и дисков раздвижных шкивов; они должны быть сделаны из износостойкой с:алт,
закалены, прошлифованы и отполированы по рабочим поверхностям. Обычно для
изготовления этих деталей пользуются сталью, близкой по свойствам к ШХ15
или ШХ12; хорошие результаты дала также специальная сталь с содержанием
Сг = 11,8%, Ni = 0,26% и Мп = 0,19%.
Диапазон регулирования этих вариаторов г„ < 6 до 16.
4. Вариаторы с ведущим и ведомым элементами специальной
формы и жесткими промежуточными элементами. Вариатор
В. А. Светозарова. В основе его лежит идея, поясняемая фиг. 323. Как видно
из этой схемы, вершина конической поверхности промежуточного ролика иди
повороте его описывает дугу, близко расположенную к оси фрикционных чашек.
340
Бесступенчатые вариаторы в станках
Рабочие поверхности последних образованы как поверхность вращения дуги окруж-
ности вокруг этой оси. Благодаря этому сопряженные поверхности ролика и чашки
работают приблизительно так, как поверхности пары фрикционных конусов с общей
вершиной, т. е. линейные скорости во всех точках соприкосновения поверхностей
ролика и чашки здесь разнятся незначительно. Этим обусловлен наблюдаемый
в эксплуатации малый износ фрикционных поверхностей, что является большим
достоинством вариатора Светозарова. Другие достоинства его — автоматическое
прижатие рабочих элементов с использованием сил инерции при резких колебаниях
нагрузки, компенсация погрешностей изготовления или износа самоустановкой де-
талей, простота и удобство регулирования передаточного отношения в покое и
на ходу, наконец, простота обработки фрикционных поверхностей.
Лабораторные и эксплуатационные испытания вариаторов Светозарова показали
хорошие качества их — надежность в работе, износостойкость, простоту управле-
ния, устойчивость передаточного
отношения при колебаниях или изме-
нении нагрузки (колебания его не
свыше О,25°/о), к. п. д. порядка 0,9
и выше, достаточную бесшумность.
Регулировка их требует известного
опыта.
Конструкция вариатора системы
В. А. Светозарова в исполнении за-
вода „Красный пролетарий" показана
на фиг. 324. Этот вариатор применен
в приводе главного движения быстроходного токарного станка модели 1620 в соче-
тании с коробкой скоростей. Вариатор установлен в левой ножке станка и сообщает
вращение приводному шкиву (см. фиг. 278) посредством трех клиновых ремней.
Чашки вариатора системы В. А. Светозарова изготовляются из стали, ролики —
также из стали или текстолита; при одинаковых размерах фрикционных тел и одном и
том же числе оборотов мощность, передаваемая вариатором, в котором все фрик-
ционные детали изготовлены из стали ШХ15 и закалены до Rr = 60 -ч- 65, в 2—2,5
раза больше, чем при сочетании стальных чашек (Ст. 3 или Ст. 5) с текстолито-
выми роликами.
Диапазон регулирования вариаторов Светозарова гп= 4-г-8, сдвоенных — га =
= 16 д-64. Они строятся для мощностей примерно до 25 кет.
К этой же группе относится фрикционный шариковый вариатор, принцип
устройства которого поясняется фиг. 325. Как видно из этой схемы, вариатор со-
стоит из двух фасонных чашек 2 и 5 с коническими фрикционными поверхностями
(см. также фиг. 334), посаженных свободно на ведущем и ведомом валах и свя-
занных с ними через муфты автоматического затягивания 7 (см. детали муфты на
фиг. 326).
Между чашками 2 и 5 в постоянном контакте с их коническими поверхностями
находятся четыре закаленных стальных шарика 8. Оси вращения этих шариков
можно устанавливать под различными углами к оси валов вариатора, поворачивая
для этого четыре направляющих ролика 3, каждый из которых сидит свободно на оси,
закрепленной внутри червячного колеса 4. Поворот этих колес производится по-
средством сцепленного с ними червяка 9, конец которого выведен наружу через
левый (на фиг. 325 и 326) вал вариатора.
Оси шариков 8 и направляющих роликов 3 и точки контакта этих деталей
расположены так, как показано на фиг. 325 справа. Благодаря такому устройству
оси роликов и червячных колес 4 разгружены от усилий, возникающих в меха-
низме, и поэтому регулировка вариатора для установки желаемого передаточного
отношения производится без всякого труда и во время остановок, и находу при
любой нагрузке вариатора, вплоть до наибольшей.
Муфты 7 саморегулируются в соответствии с величиной передаваемого крутя-
щего момента, обеспечивая необходимое давление контакта между шариками 3
Конструкции механических бесступенчатых вариаторов
341
Фиг. 324.
342
Бесступенчатые вариаторы в станках
gtf ou
Фиг. 326.
Расчет механических бесступенчатых вариаторов
343
и чашками 2 и 5. Предварительное давление контакта создается винтовыми пру-
жинами, под давлением которых находятся внутренние диски муфт (фиг. 326).
При неизменном числе оборотов ведущего вала и ведущей чашки вариатора
число оборотов чашки, ведомой через шарики 5, определяется углом наклона осей
вращения шариков к оси валов вариатора (см. с гр. 353).
Механизм вариатора работает в масле, залитом в корпус 1—6, сделанный разъ-
емным по плоскости, перпендикулярной к оси валов, для облегчения сборки.
Теоретический диапазон регулирования шарикового вариатора — от 0 до + оо
(число оборотов ведомого вала), практически он не превышает /?л^20, от
2
до -у-, а лучше < 10-г-12, так как чем значительнее отличается от единицы
передаточное отношение, тем меньше к. п. д.: при zz^-1 к.п.д. т; 0,8 -4-0,9,
При и = -[-у к.п.д. 7) Г' 0,3.
Шариковые вариаторы строятся для мощностей до zV=7,5 кет, а чаще —
jio N = 3 кет. Для больших величин N он должен был бы иметь шарики чрезмерно
большого диаметра, что ограничило бы числа оборотов приводного вала.
Из цепных бесступенчатых вариаторов в станках нашел некоторое приме-
нение лишь вариатор с раздвижными желобчатыми коническими дисками, исполь-
зуемый в токарных и других станках. Достоинства этого вариатора — плавная и
бесшумная работа, способность передавать большие крутящие моменты, простое
управление; недостатки — сложность изготовления как раздвижных желобчатых
дисков, так в особенности цепей, сложность ухода и др.; поэтому применять ва-
риаторы этого типа в станках не рекомендуется.
§44. РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКИХ БЕССТУПЕНЧАТЫХ ФРИКЦИОННЫХ ВАРИАТОРОВ
А. Передаточное отношение
При определении передаточных отношений фрикционной передачи нередко пре-
небрегают относительным скольжением на фрикционных поверхностях. Например,
для лобового вариатора (см. схему на фиг. 327) нередко указывается формула
м = —- = 4-, (44.1)
где 7? — радиус ведомого диска,
отнесенный к середине ширины ро-
лика, принимается за рабочий радиус.
Отсюда n-R = const при п0 == const,
т. е. кривая чисел п оборотов ведо-
мого вала II в зависимости от рас-
стояния R имеет форму равнобоч-
ной гиперболы. Между тем совер-
шенно очевидно, что с увеличением
крутящего момента Ms на ведомом
валу скорость этого вала может при
прочих неизменных условиях падать
и что существует такой предельный
момент Msmax, при котором насту-
пает полное буксование передачи, т. е. вал II останавливается (торможение
вала II при продолжающемся вращении ведущего вала). Таким образом, переда-
точное отношение и фрикционной передачи во всяком случае зависит по крайней
мере от величины передаваемого крутящего момента. Анализ показывает, что на
это отношение влияют и другие факторы.
Скорость во всех точках образующей AD ролика, по которой он касается
диска (фиг. 327), одинакова: м/сек; в точках же отрезка AD, при-
344
Бесступенчатые вариаторы в станках
надлежащих поверхности диска, скорость пропорциональна радиусу, следова-
тельно, изменяется по линейному закону; поэтому, вообще говоря, иг vt и Ди =
— При нормальной
работе передачи, без буксования, существует
точка соприкасания В, в которой г>._, =0,
и Дп = 0; во всех остальных точках
отрезка AD либо Д-ц > 0, либо Дц < 0.
То же имеет место для общего случая
фрикционного вариатора в форме двух кону-
сов (фиг. 328). При обозначениях, принятых
на схеме фиг.
определяется из
то в на валу //:
329, а, рабочий радиус R'
уравнения крутящих момен-
b \ п
9 С ) ^2
с
—W2)+c(£i + M- (44-2)
Здесь / — коэфициент трения на фрик-
ционных поверхностях, р — линейное удель-
ное давление, принимаемое постоянным.
Из схемы получается
Подставляя эти значения в уравнение (44. 2), получим
. , . I Sin й2 п- . , , !
--- /. р I-----—“ -+- с (2/? - с-sm =
/ , _ г. Ь-
= /-р ( ь «sin g2 2R-c---------— sin о2 I,
или
<f sin V « (« • Л - [(*!£*) + _ о
(44.5а)
Расчет механических бесступенчатых вариаторов
345
и далее, подставляя c-sinS2 = /?' — 7? (см. фиг. 329,а),
(/?' —7?)г4-2/?(/?' - R) - **-] = О.
Отсюда
и ; и также
D' — > Г~Г> ! / *’sin V I Afi'Sin &•>
« И R + —) +-у^—
(’•sin с2 \* t 44^-sin Ss
J + Т-Т/ёа--
(44. ба)
(44. 7а)
При расположении точки В по фиг. 329, б уравнения (44. За) принимают вид
7?1 = R + -у- ---с} sin 8,; R2 = R------- -j- sin о2, (44. 36)
а уравнение (44. 2) после подстановки в него значений и R^
(c-sino2)2 — 27? (с-sin о2) — Ц——-J-----£—-^=0. (44.56)
Так как в этом случае с-sin 62 = Z? — R' (см. фиг. 329,6), то предыдущее урав-
нение можно написать в форме
(7? — R')2 — 2R(R — R') — || а q,
из которой получается
7?' = - К (44 66)
(44.?6)
В дальнейшем верхние знаки относятся к случаю распределения давлений по
схем- фиг. 329, и, нижние — к схеме 329,6.
Если необходимое прижатие конусов производится давлением Q, действующим
вдоль оси вала JJ (например, пружиной), то р — /ЛчнГй~ ’ и УРавнения (44. 7) при-
нимают вид
о d »/ 1 . 7 л-sin й2 у2 ?.1Л-л-sin2ба
R = R У 1 - (,—) ± -• (44. 8)
Положения точек линии соприкасания конусов можно определить также их
расстояниями от вершины О ведомого конуса; подставляя в последнюю формулу
R = I- sin б2; /?'=/'• sin 82,
где I = ОС и I' = ОВ, получим
''-'Т > + (7-)!±w^- <«’>
Лобовой вариатор является частным случаем, получающимся из рассмотренного
случая при 62 = 90° (см. фиг. 327); для него R = I- sin 62 = Z; R' = Г -sin о» == Z',
и формула (44. 9) принимает вид
/?' д>1/ 1 \2 । • Л ’44. 10)
R ^RV 1+ \2R) +f^-
846
Бесступенчатые вариаторы в станках
На участке ДВ на участке BD Если бы точка В распола-
галась вне отрезка AD дальше А, это значило бы, что во всех точках линии
касания AD w2 < w,, т. е. происходит буксование. Точка В располагаться дальше
точки D не может, так как тогда было бы везде > tij (ведомый вал становится
ведущим, что было бы возможно только в периоды торможения, если тормоз по-
сажен на ведущем валу). Поэтому, чтобы не было буксования, необходимо выпол-
нение условия:
1'^1+^ (44.11)
или на основании формулы (44. 9)
d ^-5g/2±6./+ J.
Отсюда для обоих случаев
и lira Л15П1ах = М, ==/•(?./. (44 12)
Значение Л42 = f-Q.l (для лобовой передачи Л-;2 = /• Q- К) является, следова-
тельно, пределом крутящего момента на ведомом валу. При больших значениях Л45,
если сила нажатия Q не будет увеличена (например, подрегулировкой пружины),
ведомый конус или диск будет буксовать.
При /V(v^0, что соответствует холостому ходу станка, из уравнения (44.9)
следует
т. е. даже и в этом случае I' > I (для лобовой передачи /?' > /?).
Таким образом, для рассматриваемой фрикционной передачи действительное
передаточное отношение
п __ г' ___ г+ (Г—I) sin Bi
п„ R' /'-sino2
(44.13)
Как следует из предыдущего, оно может довольно значительно отличаться от
отношения, получаемого при пользовании приближенной формулой
Для лобового фрикционного вариатора г = const (sin 82 =0) и
л __ г ____________ г
По R' № Ais-b ’
(44.14)
Полученные результаты показывают, что при одном и том же относительном
положении сопряженных трущихся элементов передаточное отношение фрикцион-
ного вариатора зависит от крутящего момента А!, на ведомом валу, от давления
нажатия Q, величины f коэфициента трения фрикционных материалов и от длины b
линии соприкасания. При одном и том же числе оборотов шпинделя, ходового
валика и т. д. шобходимый крутящий момент Ms может быть весьма различен,
так как он зависит от обрабатываемости заготовки, ее диаметра или диаметра
инструмента, глубины резания, подачи и пр. Отсюда следует, что при любом по-
строении шкалы для установки числа оборотов действительное число оборотов
шпинделя или действительная подача не будут совпадать с указываемыми на такой
шкале; поэтому наряду со шкалой для приблизительной установки режима при
пуске станка нужно иметь на нем встроенный тахометр для регулирования числа
оборотов шпинделя или подачи соответственно требуемому режиму резания.
Во избежание быстрого износа механизма тахометра (если он — не электромагнит-
ный) должна быть предусмотрена возможность отключения его.
Расчет механических бесступенчатых вариаторов
347
Некоторые бесступенчатые вариаторы сконструированы так, что увеличение
крутящего момента на ведомом валу сопровождается автоматическим увеличе-
нием давления Q (передачи по фиг. 319, 320 и др.). Как видно из формул (44. 12),
эта особенность является достоинством таких передач.
Б. Потери на трение. Скольжение (падение оборотов) под нагрузкой.
Практические величины к. п. д. фрикционных бесступенчатых
вариаторов
Относительное проскальзывание фрикционных элементов бесступенчатого вариа-
тора сопровождается потерями мощности, которые нетрудно вычислить, исходя из
давления на сопряженных поверхностях и из относительной скорости скольжения.
Для передач с линейным контактом по фиг. 327 и 328 элементарная работа тре-
ния на участке BD, где ц, > -vt.
(7Дj =• /. p-dx(r <О] — R ч>21.
(44. 15)
Здесь R— радиус конуса-диска в точке соприкасания, определяемой коорди-
натой х, отсчитываемой от В к D; г — радиус конуса-ролика в той же точке;
•и, и о>9 — угловые скорости соответственно валов 1 и 11; / и р имеют прежние
значения.
Аналогично для участка ВА, где v2 > vL и .v < 0, элементарная работа трения
Л4„ = — f-p-dx (R- w2 — r-ioj) = f • p-dx (г— /?• u>2). (44. 16)
В обоих случаях, поскольку координата х отсчитывается от В (см. фиг. 327),
г = г' — х-sin ог; R — R’ — х- sin §2
и
г ш, — /? • о>2 = г' — R' и>2 -ф- (<ь2 - sin о, - - sin 8j,)-x,
а так как г'.ш,—/?'-ю2 = 0 (в точке В скольжения нет), то
г- «I, -- R- <»2 — (ш2. sin 83 - - <ог • sin х. (44. 17)
Общая работа трения
ь
2
А = f-p \ (ю2- sin 32 — шг. sin о
=iK-sin 82- coj-sin | Г(+ с)“+ (-у - с
=- | (о>2 sin 1'4. sin 8j) | (62 4- 4с2). (44. 18)
„ С) Т.П,
Подставляя сюда о =-т—<о2 = —- и выражая мощность, поте-
и • SI Г) 0о o')
рянную на трение, в кет (все размеры передачи — в мм), получим
,, f-O-n I (лч-Япоо — п, • sin о,) | , ...
Nmp = ---ЙнаЬп 62 + 4С > Квт> (44' 19)
или также
= I [1 + (] квт. (44.20)
тР 4-106 sino2 [ ~ \ Ь ) j v '
Здесь с =
R'-R
Sin Ci2 ’
где R' определяется формулами (44. 7).
348
Бесступенчатые вариаторы в станках
Для лобового вариатора — 0, = 90°, и поэтому
Nm (-V1 кет. (44.21)
т>} 4- 100 | ' \ b j ]
Для вариатора, работающего по схеме фиг. 319, 8j = 82 = 8 (см. фиг. 319
и 320) и
Чщ = ! 1 + ( -т'Я (44.22)
Аналогичным способом можно определить также мощность, теряемую на тре-
ние, в вариаторах с промежуточным
кольцом или колодочным ремнем.
К/„,7,Г" ' ! - ’ ' щ 1 I [
''Д> р -иене с&нии еесущего ома и лес'т ._г
' | сесрстическое': ' ; 1
—— .-И-- . ............. ~ ---- -- — )
-со~-
т>.;< со;мин i: ^’сгс бона_______\ _S
( jT;/i mOiene/ibeccj
а} Фиг. 330.
При передаче вращения посредством фрикционного вариатора наблюдается паде-
ние числа оборотов ведомого вала под нагрузкой (скольжение передачи) при
неизменной скорости ведущего вала — явление, аналогичное наблюдаемому в работе
ременной передачи. Величина этого скольжения зависит не только от нагруз-
— :','г-1ё1!ьый приМ ! /9%!
• -Фрикцион прибей '; |
:.Н/б рвз. бг.М I I/ ’
ПеиеНзчаРЗ и
ки, но и от передаточного отношения, а в
некоторых вариаторах и от других факторов.
Для иллюстрации на фиг. 330, а я б приведены
полученные в лаборатории ХСЗ им. Молотова
кривые для передачи по фиг. 322 при а = 1:1
и м = 1 :2,21; в данном случае скольжение
изменяется монотонно с изменением передавае-
мой мощности и несколько больше для и =
-- I :1, чем для и= 1:2,21. Иные результаты
получились при испытании вариатора по
схеме фиг. 319 в приводе токарного станка.
Как видно из диаграммы фиг. 331, при числе
оборотов шпинделя п— 153 в минуту сколь-
жение фрикционного вариатора с увеличе-
нием сечения стружки все время возрастало;
’ :3ч : h
9*0,68 9*0,96 ',*/,ч!:
Сечение стружки
У” при п = 107 и 75,8 об/мин оно, напротив,
.L_1—j сначала возрастало, затем начинало падать
' 9*1.86им! более или менее резко.
Из помещенных здесь диаграмм видно.
фи[, ...^ что скольжение исследованных вариаторов
достигало в отдельных опытах 8° 0 (вариатор
по схеме фиг. 319) и даже 14°/0 (вариатор с раздвижными коническими шкивами
и стальным кольцом); последняя цифра чрезмерно велика и была обусловлена не-
нормальными условиями опыта. Во всяком случае отсюда ясно, что при проекти-
ровании привода с фрикционным вариатором пренебрегать скольжением не следует;
оно может быть учтено при выборе числа оборотов ведущего вала бесступенчатой
передачи следующим образом.
Пусть требуемые предельные числа оборотов ведомого вала передачи будут
«, = /7т|П и яг = «max, наименьшее передаточное отношение «min, наибольшее wmai.
Следовательно,
«1 = «0-«ш1п(1 — <f); п2 = /г0-«шах(1 — '!•"),
(44. 23)
Расчет механических бесступенчатых вариаторов
349
где ф относительная величина скольжения, п0 — искомое число оборотов ведущего
вала. Отсюда
* Дг = Лр' Лш|п * Лфах (1 Ф ) • ( 1 Ф );
ло = 1/___________ _________________________________
' 'mh: ‘^max (1 Ф ) *П Ф )
и если принять ф' = ф" = ф, то
_1____________________
1 - - Ф Г "mir, '^m.ix
"о
(44. 24)
В случае отсутствия опытных данных относительно величин ф для вариатора
выбранного типа лучше принимать с некоторым запасом ф^О, 1, т. е. ~
Некоторые бесступенчатые вариаторы сконструированы так, что ит1п = —— ;
Umax
в таком случае иш1п-тгшах = 1, и формула (44. 24) принимает еще более простую
форму:
п
rlo 1 . ,<
(44. 25)
В отношении действительных величин к. п. д. бесступенчатые вариаторы иссле-
дованы еще далеко не достаточно. Имеющийся материал указывает на значитель-
ную зависимость к. п. д. от конструкции вариатора, формы и размеров его фрик-
ционных элементов, от величины передаточного отношения и, как и для всех вообще
передач, от нагрузки.
В. Методика расчета фрикционных вариаторов 1
Для расчета бесступенчатого вариатора следует прежде всего определить, исходя
из величины крутящих моментов
на фрикционной поверхности и
мальное давление /V = где
ходит относительное скольжение
изнашиваются или разрушаются.
ществляющий давление нажатия,
на ведомом валу, наибольшее окружное усилие Р
соответствующее этому усилию наибольшее нор-
р
f—коэфициент трения. Если N то проис-
трущихся поверхностей, они нагреваются и быстро
Необходимо поэтому рассчитывать механизм, осу-
с некоторым запасом. Преимуществом самозатя-
гивающихся фрикционных передач в этом отношении является то, что они авто-
матически регулируют давление нажатия соответственно величине передаваемого
крутящего момента.
Для передач с промежуточным элементом трапецеидального сечения (колодочный
ремень, стальное кольцо) вместо f следует подставлять приведенный коэфициент
трения /' = F(/’ а), где а — угол между боковыми сторонами этого сечения (угол
между образующими противолежащих конических дисков). В отношении величин
коэфициента f фрикционные передачи исследованы мало; для расчета можно брать /
из табл. 13, как для фрикционных элементов муфт, а для встречающихся здесь
сочетаний кожа — металл и дерево — металл брать соответственно /=0,2-э-0,3
и /== 0,3 -0,45.
Исходя далее из найденной величины давления ЛГ, определяют местные напря-
жения на площадке соприкасания фрикционных поверхностей, пользуясь, например,
формулами Н. М. Беляева. Вычисленное контактное напряжение а не должно пре-
1 Расчет этих вариаторов приводится потому, что они имеют большое значение для
современных станков, а в курсе .Детали машин* методика расчета фрикционных вариато-
ров не рассматривается.
350
Бесступенчатые вариаторы в станках
вышать: а) при теоретически линейном контакте (лобовая передача, вариаторы со
стальным кольцом и др.) ашахst: (0,25 ~~0,30)-НБ кг/мм2, где НБ— число твер-
дости по Бринелю,— для сочетаний сталь—сталь, сталь—чугун, чугун—чугун; для
текстолита и материалов на асбестовой основе cIt,ax st l2-к-14 кг/мм2; б) при
теоретически точечном контакте — соответственно amaxst;(0,35~ 0,40)-НБ кг'мм2
и ашах~18 т-20 кг/мм2.
Если произведенный проверочный расчет приводит к значениям о, существенно
превышающим указанные ашах, то необходимо изменить размеры фрикционных эле-
ментов и повторить расчет.
Для вариатора с непо-
средственным касанием ве-
дущего и ведомого элемен-
тов определение расчетных
усилий особенно просто.
Бесступенчатые передачи
__ с устройством для саморе-
| гулирования соответственно
I передаваемому крутящему
1 моменту следует проверять
в отношении правильности
выбора основных размеров
этого устройства. Так, на-
пример, корпус зубчатой
передачи и фрикционный
конус В вариатора по схеме
фиг. 332 будет самоуста-
навливаться, создавая необ-
ходимое окружное усилие Р
на фрикционных поверх-
ностях, если будет выполняться условие, легко получаемое из фиг. 332;
p.CF^P1n^> Q.OC,
или
Р(а- cosy + R) Рг Q-a. sin f .
(44. 26)
Здесь m — модуль колес zx и гг, значения остальных букв указаны на схеме.
п. г. /nZi п п Р-COS я Z-i + So -
так как /->1 ~ = P-R\ Q = —j— и а = гп- —2—-, то это условие может быть
написано в форме
Л +_>. , + R + R Л. > Л!_+.«_ . «ул. (44. 27)
Следовательно, при всех относительных положениях фрикционных конусов
должно быть
«Н)»-^-«.Т), (44,23)
или иначе
г, m-7y ' sin т cos а
> - у. ------COS {
(44. 29)
Расчет механических бесступенчатых вариаторов 351
Правая часть этого неравенства достигает наибольшей величины при у = утах
(всегда 0 < < 90г), когда sin -[ имеет наибольшее, a cos 7 наименьшее значение.
Так как (см. схему)
cos у —
Л2 a1 — (R - г)2
г)
где А — расстояние между осями валов 1 и /// и переменна только величина
радиуса г, то cosy принимает свою наименьшую величину при r=rmin- Следо-
вательно, проверку величины R достаточно выполнить для положения, отвечаю-
щего наименьшему передаточному отношению и = Г-^ вариатора.
Бесступенчатые вариато-
ры с раздвижными кониче-
скими шкивами и клиновыми
ремнями рассчитываю гея ана-
логично клиноременной пе-
редаче. Если гибкой связью
служит колодочный ремень,
то расчетные усилия могут
быть определены следующим
образом.
На схеме фиг. 333 вы-
делим один участок ремня,
обозначенный номером (ин-
дексом) j и состоящий из
одной колодки (заштрихо-
ванная часть) и прилегаю-
щих частей ремня. Весь ре-
мень разбивается, таким об-
разом, на одинаковые участ-
ки, причем каждому из них
отвечает угол обхвата ii на
шкиве; пусть притом наименьшее число колодок, одновременно прилегающих
к шкиву, раьно k. Если не принимать в расчет центробежных сил, действующих
на ремень, то, пользуясь схемой, можно написать
О
Sy- cos 4у-
• cos -г Pf и Sy-sin 4- Sy_!-sin 4 = Qj- (44.30)
Так как профиль канавки шкива и поперечное сечение колодки имеют форму
трапеции, то силы Р, и Q, связаны известным соотношением:
Pj=f-Qp
где f — приведенный коэфициент трения, зависящий от угла 2а профиля колодки.
Уравнения (44. 30) можно поэтому написать в виде
(Sy — Sy-i) cos |- = / • Qc (Sy — S7_,) sin = QJt
откуда
S/ H ^j-i
и далее при f — tg p, где
p — угол трения,
tg ^90° — + tg p
tg- - 1gp
(44. ЗГ
352
Бесступенчатые вариаторы в станках
Вводя обозначение
COS I f — Р
----71----Г- = 7> (44- 32)
CUS ' — + р )
\ - /
можно, следовательно, написать
= Sj । - 7
я для последовательных участков ремня, т. е. при / = 1, 2,... , А,
S^S^q- 52 = 51-7=So./73; S3 = S.r q = 50-73;.. . ; SK=Seq'. (44- 33)
Здесь So — натяжение в сечении s0 ремня, т. е. в его ведомой ветви, — на-
тяжение в сечении $р..., Зк — натяжение в сечении s*, т. е. в ведущей ветви.
Окружное усилие
и так как по уравнению М4 30'
= (Sj — Sy-jcos = So (/ — qf-*) cos
то
P=50.cos|^(^ - = Ijcosl, (44. 34)
и натяжение в ведомой ветви
(44.35)
я - cos^
Натяжение в ведущей ветви
SK = S0.<f = P-f- —' (44.36)
Я '-1 cos J
Так как угол обхвата р в вариаторах с колодочным ремнем невелик, следова-
тельно, величина cos близка к единице, то с достаточной для этого расчета
точностью две последние формулы можно написать также в виде
5» = p7«1"i и л'^р/г- (44-37)
Угол трения р arctg/' определяется из формулы для приведенного коэфп-
циента трения: /' = - - -, где а — угол между боковыми сторонами трапецои-
SHI —
дальнего сечения ремня. По величине силы SK проверяется это сечение.
В предыдущих формулах величину Р целесообразно брать с некоторым запа-
сом— на 20 — 30°/0 больше полученного расчетом значения.
Расчет .'ti’xai'H'-n’cKiiv Аесстчпс>'чат1хх w чатврпв 3”>3
Проверочный расче! щ>,купонных д: :.i к. и a : .к i ыи' и :• > '. е »ь. •.ро.ш-
.одится наиболее нагрел eniuii • и г. ; Зд je нВ ,;.е....:у
дывм шкива онреде.пш!ее ни фщщ.;;.
•личем из уравнения (4*1. 39)
(:. (Ш г щ,-
или. так как SK—SK_-i-q, то
Следовательно.
cos f i
Подстановка сюда q —-------- - - - и шв ..ни п’с.щ inw.u.. !..«.• .'!
сое ч Л
h t .,рмуле
Af—S... ------. .с
Для дерева можно допускать к-•»>• ч.•••r*i-ле >,. . .. щч щ1а. щ S.г -
Проверочный расчет фрикю: .ш j ; ,.i с . р. >• i.-.k , ,,. «и.: , и
ыцдом, толщина которого пели: ? •{>.)! .. < с im р-кд и-’... ;. •-.
в вариаторах с раздвижными конусами л г га н . : ко,л/, .м>, :tpiv- > о: • и с ш.--
MOiiu.to методов, излагаемых в тлил куч;, щ.
В основе кинематического РЛС' .> шгора щ.щ З-Д. ,.:::•
соотношение (фиг. 334; (см. [9|. I < и
и (.’j.-cn
где о и а— углы наклона обрадющ-г конге i - чион",41 порто -но,-; _•
и оси АВ врашения шариков (?> ' t.c г::.-, ; 5 с, п..;. , , i:i. .
при я — 0 (оси вращения шар .ков ргл, . лы к оси ва,ч;..ога- I. :pt
а = ‘.'О’ (оси вращения шариков, fit р-и.<।ш.ы л г. ш.и вл-!,а; <>।>. г: — 1 ; >:>. ।
с. -= 90° — ср (оси вращения шарю ов слоне1, -ц. - ,14,4. . к i.hhh 1 с с ис-
домой чашки) и — 0; при 7. = .!,i° -I- i и,..: вр с,.-л-. Я .о щенов ;л , н.'ч. : .1 . : Ы
к образующим конуса ведущей -ешни; и — -i о. .ие: плеска ।
Шарики, ролики, рабочие л.>герлш<!и ча щ-н .ш.шшы нриюершь я на к.шеш:-
inio выносливость по формулам 1е|л:я-1>еляе1,<1.
ЛИ ГЕР\ТУРА
1. Д. Н. Решетов, Фрикниош'ые неуедачн л нирн.т гор:.:. Эпцик клеггю щн-
гочнпк „Маш1шос1роеиие“, т. 2, Машпи, 1 >1\
2. Энциклопедический справочник „Машиностроение-, т. 9. гл. 11, III 1: IV 4 нн и <
1919.
3. Н. М. Велвеч, Местные н-ырг иачыл ир., сжии-.н уирр'нл .ел, Со. „1 н.ж.шерющ
сооружени-.' и строительная механика*, 19„4.
23 А черкан 138В
354
Бесступенчатые вариаторы в станках
4. С. Н. К о ж е и н и к о и, Работа фрикционной передачи с регулируемым числом
оборотов, «Оргаинформацня* № 11, 1934.
5. Г. Л. Кузьмин, Динамический характер передаточного отношения и паивыгод-
игйшее нажатие в скользящих фрикционных передачах, „Вестник металлопромышленности*
№ 11, 1935,
6. А. П. Малышев, Об определении . передаточного числа у фрикционных передач,
«Сборник научно-исследовательских тредов Московского текстильного института*, т. 5,
1У37.
7. Д. Н. Решетов, Расчет деталей станков, Машгиз. 1945.
8. В. А. С в е т о з а р о в. Фрикционные трансформаторы, Сб. «Исследования переда-
точных механизмов*. ЦНИНТМДШ, к:. 4-я. Машгиз. 1'147.
9. Р. В. Вирабов, Шариковый вариатор, „Вестник машиностроения* № 7, 1950.
10. Р. В. Вирабов, Шариковый вариатор, Сборник докладов на конференции
ВНИТОМАШ и АН СССР но приводам, Матшиз, 1951.
11. Б. А. Пронин, Некоторые вопросы расчета и конструирования вариаторов, тот же
сборник.
12. С. Е. Есиков, Повышение производительности механической обработки путем
применения переменных режимов резания, „Станки и инструмент” № 2, 1951.
13. Н. С. Ачеркан, Определение основных параметров механизмов для ступенчатого
регулирования, связ-иных с бесступенчатым редуктором, „Труды Московского станкоинстру-
мен альиого института*, вып. 2. 1918.
14. И. В. Ха ризоме но в, Электрооборудование металлорежущих станков, гл. I и III»
Машгиз, 1951.
15. К. В. Черторыжский, Электроавтоматика металлорежущих станков, гл. I и VII»
Машгиз, 1951.
ГЛАВА IX
ШПИНДЕЛИ И ВАЛЫ И ИХ ОПОРЫ
§ 45. НАЗНАЧЕНИЕ ВАЛОЗ И ШПИНДЕЛЕЙ В СТАНКАХ.
ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ К НИМ
Валы станков являются, наряду с различного пода передачами, основными эле-
Miiii.'iMH узлов, имеющих своим назначенцем преобразование дви.-кения и передачу
крутящих моментов, сопровождающуюся обычно и изменением их величины. Скру-
1 инаюшим напряжениям в материале этих деталей сопутствуют большей частью и
। эпряжения изгиба, растягивающие или сжимающие напряжения. Характер напря-
жений, испытываемых валом, зависит от условий работы и от конструкции той
част механизма, в состав которой он входит.
В большинстве случаев валы станков и шпиндели только вращаются в свотх
‘лорах. Так работают, например, валы коробок скоростей и подач, распредели-
тельные валы, ходовые валики, шпиндели токарных, фрезерных, шлифовальных и
многих других станков. Реже вал или шпиндель наряду с вращательным получает
одновременно медленное поступательное (шпиндели сверлильных, расточных и
некоторых специальных станков) или быстрое возвратно-поступательное движение
(ползунл зубодолбежных станков, шпиндели шлифовально-притирочных станков,
ост ллирующие шпиндели шлифовальных и заточных станков).
Шпиндели и валы станков должны не только обладать достаточной выносли-
востью, т. е. прочностью при переменных по величине и знаку напряжениях, но
и удовлетворять ряду требований, обусловленных назначением станка и специфи-
ческими особенностями конструкции механизмов, в состав которых входят назван-
ные де!али. К числу этих требований относятся:
а) Достаточная жесткость. При чрезмерном изгибе валов коробки скоростей
нарушается правильность и плавность зацепления сидящих на них зубчатых колес;
давление в подшипниках скольжения концентрируется у их торцов, что влечет
за собой быстрый износ подшипника и шейки; подшипники качения перегружа-
ются; затрудняется перемещение вдоль вала передвижных колес, блоков и муфт.
Ь случае недостаточной жесткости ходтвого валика или ходового винта токар-
ного станка невозможна равномерная подача супорта, и т. д.
Изгиб шпинделя, сообщающего вращение заготовке или инструменту, непосред-
ственно отражается также на точности работы станка. Чрезмерный изгиб шпин-
деля, на котором посажен ротор встроенного электродвигателя, может привести
к повреждению изоляции обмоток и к серьезной аварии двигателя.
Уменьшение деформаций этих деталей может быть достигнуто различными кон-
структивными средствами. Наиболее действенными являются:
1. Увеличение диаметра при возможно малой длине (см., например, фиг. 259).
2. Применение промежуточных или добавочных выносных оп >р (см. фиг. 335).
3. Разгрузка шпинделя или вала от действия изгибающих моментов (сч. § 31,В).
4. Расположение детали, ведущей шпиндель или вал, возможно близко к месту
приложения силы, вызывающей деформации. Для этого зубчатое колесо, закли-
ненное на шпинделе, помещают по возможности непосредственно позади передней
опоры (см. фшуры в § 36). Изредка это колесо располагают даже впереди па-
Шпиндели, валы и их опоры
ьедней опоры. Пример рациональной конструкции приведен на фиг. 336 •, шпин-
дель и подшипники горизонтально-фрезерного станка модели 630Г): передача, при
помощи которой получается низкий рял оборотов шпинделя, расположен 1 здесь
ближе к его передней опоре, чем передача, которая даст числа оо >рн'оз при-
мерно в 4,5 раза большие. Аналогичное решение принято, например, также в ре-
вольверном станке модели 1МЗ(> (см, фиг. 260), в токарном модели 1617 и до.
Оправдавшие себя в эксплуатации стань’.. с двум», тремя и четырьмя зубча-
ты.чи колесами на шипи челе (см. фиг. 260, 336 и др.) опровергают доводы!.»
Фиг. 336.
распространенное мнение, будто на шпинделе следует помешать только одно зуб-
чатое колесо. При правильно выбранных пропорциях шпинделя, должных кон-
струкции и расположении его опор достаточная жесткость узла может быть до-
стигнута и тогда, когда это условие конструктором не соблюдено с целью, на-
Материалы шпинделей и валов
357
f(p;i.siip, избежать больших чисел оборотов валинов коробки скоростей также а
нг 1 высоких числах оборотов шпинделя.
Увеличение жесткости опор применением подшипников качения с предвари-
-е, :,ны.ч натягом ('см. cap. 406 и ел.).
б) Точность движения. В большинстве случаев это требование относится
.< вращательному движению шпинделя, влияю.шуу во многих станках на точность
размеров и формы поверхности, обработан» ч! на станке. Легко понять, что, на-
пример, при обточке в центрах на токарном станке цилиндрического валика
отклонения формы полученной .поверхности с: идеальной геометрической будут
тем большими, чем больше радиальное биение переднего копна шпинделя.
В других случаях существенно важна точности осевого движения или осевого
положения соответствующего вала. Так, на прим с о. неточность продольной подачи
шпинделя резьбофрезерного станка для коротких резьб или осевое биение ходо-
вшо винта винторезного станка непосредственно отражаются на точности как
основных размеров (шага, толщины нитки), так и формы нарезаемой резьбы.
Допуски на неточность движения тех валов, от i оторых зависит точность ра-
'тоы станков — в основном, следовательно, главных шппнде.тей, шпинделей изда-
на л ходовых винтов — установлены соотвегс; кующими ГОСТ „Нормы точности
ст шков'1.
в) износостойкость трущихся поверхностей валов. Это требование относится
к шейкам, вращающимся в подшипниках скольжения, к поверхностям шпинделей,
движущихся прямолинейно в своих опорах (пишидели расточных, сверлильных,
з) бололбежных станков), а также к тем поверх).ocuoi валов, вдоль которых дви-
ж гея с трением передвижные зубчатые колеса и блоки, муфты иг. и. При чрез-
м< рно быстром нвносе таких поверхностей, осо'еш.о опорных шеш:, нарушается
точность движения вала и требуется частое регулирование зазоров, если не пре-
Л’смотрена автоматическая компенсация их.
г) Виброустойчивость, т. е. отсутствие во врчмя работы таких колебаний
вилоь и шпинделей, которые заметно отражались бы на качестве поверхности,
обработанной па станке, на стойкости инструмента и пл долговечности механизмов
с /о а.
Перечисленные требования могут быть удов )етвопены надлежащим выбором
материала и термообработки, размеров и конструкции шпинделя пли вала и его
опор, хорошим качеством изготовления, сборки и регулировки соответс)вующего
комплекта и всего узла.
'Гак как из всех валов станка наибольшее влияние на точность и качество
поверхностей, обработанных на этом станке, оказывают шпиндели (а также дели-
т< льные валы в зуборезных станках), то естественно, что наиболее высокие гре-
би ачия предъявляются к шпинделям и особенно к шпинделям станков для чисто-
вых и доводочных работ.
§ 46. МАТЕРИАЛЫ ШПИНДЕЛЕЙ И В4ЛОВ И ИХ ГЕРОИЧЕСКАЯ ОБРАБОТКА
Выбор материала и процесса термообработки шпинделя или ваза зависит глав-
ным образом от условий его работы в станке и и г вызываемых ими требований
в отношении физико механических свойств материала, в некоторой cienem-i—
также от конструкции вала и его опор. Во1можность обеспечения необходимых
свойств различными комбинациями марок стали, которая является основным мате-
риалом шпинделей и валов, и способа термо.>бр )ботки ее объ :сняет чрезвычай-
ное разнообразие решений, встречающихся в практике ciанкостроения.
Для рассматриваемых деталей станков выбор материала и термообработки
определяется:
а) требуемыми величинами пределов выносливости при изгибе и при круче-
нии, имеющими особенно важное значение для шпинделей, которые работают в усло-
виях резко и быстро меняющейся нагрузки (обдирочные станки) или с ударами
(зубодолбежные станки);
358 Шпиндели, валы и их опоры
б) допускаемой скоростью износа поверхностей, работающих на истирание,
т. е. чаще всего шеек, вращающихся в опорах скольжения;
в) формой шпинделя и обусловленными ею возможными пороками в результате
термообработки.
Так как модули упругости стали почти совершенно не зависят от термообра-
ботки и незначительно от состава стали, то в отношении жесткости вала или
шпинделя различные стали, легированные и нелегированные, почти равноценны.
В тех нередких в практике случаях, когда сечения ши шделя или вала полу-
чаются большими, чем требует расчет, по причинам эксплуатационного порядка
(например, шпиндель должен иметь большое отверстие для пропуска заготовки;
или технологического, и напряжения в его материале поэтому невелики, деталь
может быть с успехом изготовлена из простой углеро шстой стали. Иногда в по-
добных случаях может быть использован даже плотный мелкозернистый перлито-
вый чугун типа СЧ 21-40; из него изготовляет, например, шпиндели колесотокар-
нь'х, карусельных станков, больших токарных станков для обработки орудий,
полые шпиндели горнзонтально-раст чных, шпиндели вальцетокарных станков,
жлы больших барабанов барабанно-фрезерных станков и т. п. С недавнего вре-
мени для изготовления шпинделей получили применение модифицированные чугуны.
Они обладают рядом свойств, которые позволяют предвидеть более широкое, чем
до сих пор, испслыование их в качестве материала именно для шпинделей: высо-
кой способностью гасить возникающие вибрации; малой чувствительностью к рез-
ким изменениям сечений, надрезам, галтелям, следам обработки и т. п.; большой
износостойкостью; механическими характеристиками, приближающимися к харак-
теристикам стали. Припуски на литой заготовке шпинделя могут быть сделаны
меньшими, чем на кованой. При выборе материала для шпинделя проектируемого
станка возможность использования модифицированного чу;уна не должна быть
поэтому оставлена без внимания, особенно в случае больших размеров шпинделя (по-
лые шпиндели специальных станков с отверстиями большого диаметра и т. п.).
Встречаются в единичных станках большие шпиндели, литые из стали. Труд-
ности, связанные с из:отоплением фасонного стального литья, сильно ограничи-
вают пока использование этого материала в станкостроении.
Если шпиндель вращается в подшипниках качения или на его шейках сидят
вгулки, вращающиеся в подшипниках скольжения, то в особой твердости шеек
необходимости нет, и достаточно улучшение (закалка с высоким отпуском). В по-
добных случаях подходят сталь 45 с закалкой и отпуском до /7/, = 230-ч-260,
сталь 50Г2 в нормализованном состоянии или улучшенная до /?с — 28 -ч- 35, сталь
40Х при твердости НБ = 230 -ч- 260 или /?с = 35щ-42. Выбор стали той или
другой марки зависит от требуемых механических качеств, выявляемых расчетом
<см. ниже).
При работе в подшипниках скольжения поверхности шеек должны иметь твер-
дое; ь, обеспечивающую малое истирание их. О'а достигается цементацией с после-
дующей за алкой и отпуском до /?с — 56 -г-62 сталей типа 15 или 20Х. Глубина
цементации должна составлять для шеек шпинделей примерно 0,8—1 мм. При
диаметре шпинделя больше 350—400 мм или большом весе е, о цементация пред-
ставляет практические трудности, и в подобных случаях цементуемую сталь зме-
няют другой, требующей более простой гермообр :ботки для придания шпинделю
необходимых качеств. Хорошие результаты дает применение сталей 45 и 40Х при
закалке шеек с нагревом токами высокой частоты.
Наилучшие результаты в отношении повышения износостойкости дает азоти-
рование, с помощью которого достигается не только чрезвычайно высокая (до
1000 по Виккерсу), но и очень однородная твердость поверхностного слоя. Иска-
жение формы детали, обусловленное азотированием, ничтожно. Азотированные
шпиндели можно рекомендовать прежде всего для высокоточных станков и для
станков с числами оборотов шпинделя свыше ‘2000 в минуте. Азотированию хо-
рошо поддаются хромоалюминневые стали типа 40ХЮ и 35Х1ОА и хромомолиб-
деноалюминиевые типа 38ХМЮА.
Материалы шпинделей и валов
359
Техническими условиями на шпиндели токарных и револьверных (ГОСТ
4,08-49), фрезерных (ГОСТ 4663-49), сверлильных и расточных (ГОСТ 5173-49)
и шлифовальных станков (ГОСТ 4791-49) предусмоi реп выбор материала для изгото-
вления шпинделей в зависимости от типа подшипников, (качения или скольжения),
условий работы (легкие, средние, тяжелые) и предъявляемых к шпинделю спе-
циальных требований (наир., общая повышенная прочность, высокая твердость
поверхности в ответственных местах и т. п.). Так, для изготов тения шпинделей
токарных, револьверных и фрезерных станков в случае применения в опорах
шпинделя подшипников качения рекомендуется при легких и средних условиях
работы сталь 45 с термообработкой ответственных мест до твердости Rc = 24ч-
-4-30, а при тяжелых условиях работы —сталь 40Х, Rc = 24 -4—30, или 20Х,
А'с = 56-4-62. Для шпинделей тех же станков при монтаже в подшипниках сколь-
жения: при легких и средних условиях работы (р и 15 кг/см- Л1;сек; см.
стр. 382)-сталь 45 с термообработкой шеш. Легированная стат, П
до твердости Ас = 40-4-50 и Rc = 50-г-ьд
(закалка с нагревом т. в. ч.); при тяжелых ЩЩфИДчДЭД
условиях работы (р • v < 40 кг t м2 м сек) —
сталь 40Х Rc—как и в предыдущем случае, Углеродистая стало [_
сталь 20Х, Rc — 56-.-62; при средних и тя- Фиг. 337.
желых условиях работы и числе оборотив
шпинделя 2000 в мин. — сталь 38ХМЮА с азотированием ответственных участ-
ков шпинделя до твердости по Виккерсу 7/й,. = 750—1000.
Аналогичные рекомендации даются в ГОСТ для шпинделя шлифовального
круга и шпинделя изделия шлифовальных станков. Для шпинделей расточных
станков ГОСТ предусматривает применение, помимо указанных выше, также и
сталей с повышенным содержанием марганца 50Г2 и 65Г (по ГОСТ 1050-41)
с термообработкой ответственных мест до Rc > 22 или Rc >28 — при работе
в подшипниках качения и Ас = 50ч-60, если шпиндель монтирован в под-
шипниках скольжения. В некоторой степени выбор марки стали обусловлен
и длшюн шпинделя, от которой зависит поведение шпинделя в процессе термооб-
работки.
Для сильно нагруженных шпинделей и валов, которые должны обладать на-
ряду с хорошей износостойкостью также высокой прочностью, пользуются цемен-
туемыми сталями — хромоникелевыми 12ХНЗ и т. п. или хромоникелевольфрамо
выми 13ХНВА, 18ХНВА, закаленными и опушенными до Ас = 56 ч-63. В загра-
ничных станках встречаются шпиндели, изготовленные из легированных сталей
еще более сложного состава; применение их почти всегда необоснованно и
преследует, как правило, лишь цели рекламирования качеств выпускаемых
станков.
При больших размерах шпинделя или вала, вращающегося в подшипник
скольжения (тяжелые станки), расход более дорогой легированной стали можно
уменьшить, если сделать из нее только втулки, закрепляемые прессовой посадкой
на шейках шпинделя, изготовленного из углеродистой стали (фиг. 337).
В тех случаях, когда необходимо предупредить искажение формы вала или
шпинделя в результате термообработки, целесообразно применять для закалки
нагрев токами высокой частоты либо азотировать сталь.
Для долговечности поверхности вала, работающей на истирание, очень важное
значение имеет степень ее чистоты и качество сопряженной поверхности; понятно,
что чем обе эти поверхности глаже, тем медленнее они срабатываются. Поэтому
шейки валов, работающие в подшипниках скольжения, должны быть после тер-
мообработки прошлифованы и затем отполированы, притерты или подвергнуты
сверхчистовой отделке (суперфинишированию), в зависимости от окружной ско-
рости на шейке и от других условий работы.
Следует шлифовать после термообработки также те участки гладких валов,
по которым будут скользить передвижные зубчатые колеса и блоки, муфты и пр.,
на шлицевые валы — но поверхностям посадки.
360
/Ршл'.'/Ь ш. nr.’JM и их onoru-.t
§ 47. |ЕлН. Ч.-.СКИЕ .УСЛОВИЯ ьА f*>J< ШД2ЛИ И ВАЛЫ СТАНКОВ
Те'<!П'че>. кие ус.'о-пчя на шпиндель 'или ш пшделп) проектируемого станка раз-
н’А:111 ..ио! ся к.'нс" р'/к 1 ором.. II ш'Х лол сны быть указаны:
а (.'I клинеьия всего тела шн ш’ш.тя и, в частности. его опорных шеек от точ-
:о’| г-,।.’ической ф'ч.м.л. Coi. । ; е' стшчшс эг -v.Y, наряду с допускаемыми отк.то-
ы-,:-.’н от ноч-шл чммлх размеров t4-i'x о гне i с гвенных участков поверхности
I ля, лая ше&х ука'ыв "oic‘,1 г, с-1 и ! о 111 л допускаемой овальности, конусное! и —
д'.я а л (индрических и отклонений от funaiwbiioit конусности— для конических
Ш'ТК.
Для задней опорной шейки п осга.тьных посадочных и центрирующих поверх-
ностей под .тбчп-не ко теса гайки, за. к и мн ой патрон и прочие детали, нмао-
шиеся на иошиде so, усганав швпоте . к шусьчеаче отклонен,tsi как or правильной
K op .ii.i, i,iK и or со-.> И'И'ги с ш.-редп •; шей :ой шпинделя. Последнее ошо.шгея
в ч ic. iioi'Ti-. ко всея р.зьбам in iihiiih.'i;. . 1 i>i опорных торцов сказывается до-
и'Чл.'!емое отклонение or щуш.ч: дшк\ мриосги к' осп шпинделя, для шпоночных на-
зш: - капли.плисе смещение от ситсльпо дламегра.тьИий плоскоеги и предельный
ье; е ос.
б) Чистота (по ГОСТ 2789-511 и твердость поверхностей опорных шеек,
; ш ;же других поверхностей шпинделя, работающих на истирание, если ;ако-
,,|. на нем И'.к|огся.
в) Наибольшая неуравншешенпосгь бдисбтлапс) шпинделя со всеми елдищим,:
на кем де га. .ям и /[ля тих полных шпинделей надобности в этом пет. Для быс । по-
ходных шпинделей । как 11 д на других вращают • х ся де!алей станков) „Онц-.ie
технические условия па изгот >в lenne и приемку металлорежущих станков 19-16 г.
пр, днисывают ур iBHOBeiiiiiB.iiine. если окружная скорость v > 3 м/еск.
Числовые зн.1 <ения указанных плк:тiелей зависят ог назначения станка (обди-
рочный, для предварительной обработки, высокоточный и т. и.), его размеров
и влияния шпинделя на точность и чистоту повсрхнэсти изделий, обрабатываемых
на папке. Некоторые из них регламентированы для большинства типов станков
дейс!1'?|0Щ||ми ГОСТ и ОСТ, остальные назначаются при проектировании х-з.ча
ш в и и для примени । е оно к условиям его работы.
11р :верки шпинделей на точность и соответо 1 у ощие каждой проверке допуски
усга- о ,'иены указанными выше ГОСТ „Шпиндели. Технические условия". В этих
же ГОСТ pei л.клен тированы ареСв-нпшя к чистоте рабочих поверхностей шпинде-
лей. Шейки, под подшипники скольжения шпинделей токарных, револьверных
фрезерных, сверлильных и расточных станков о шпиндели изделия шлифовальных
станков должны имей чистоту поверхности VW 9 по ГОСТ 2789-51; шейки
т,х же шгг:нд ’лей под подшипники качения — чистоту VW 8; шейки тех же
щн'ыдетей, за исключением шпинделя изделия шлифовальных станков, под зубча-
тые колеса, му<[>ты, втулки и пр. — чистоту WV 7; шейки центрирующие и
базовые иод патроны, цанги, центры и пр. токарных и револьверных шпинделей,
огверпче под оправку’ или инструмент свераильных и расточных шпинделей, по-
садочные м сы иод планшайбу или оправку шпинделя шлифовального круга -
чисюгу VVV 8. В отошен ж шпинделя шлифовального круга предъявляв; я
более строгие требования: шенки пол подшипники скольжения — чистота VVVV Ю,
под подшипники качения — VW 9; свободные поверхности при числе обиропт.
шпинделя и (>00 в минуту должны иметь чистоту не ниже VW 7.
Для гладких и шлицевых валов „Техническими условиями" ЭНИМС па узлы
И детали станков устанавливаются следующие нормативы:
а) Биение места посадки зубчатого колеса относительно опорных шеек вала_______
не свыше 0,015 мм для колес 1-го и 2-го классов, не свыше 0,03 мм—для
кол?с 3-го и 4 го классов.
о; Твердость поверхности шеек, вращающихся в подшипниках скольжения: при
числе оборотов п > 1009 в минут” - >в )> псть Rc. = 54 -г-60; при п — 300 1000
в мину iy —//й > 220; при tl < 3U0 в „шнугу твердость шеек нс регламент-
Конструкции шпинделей и валов
361
Р'ется. Следует заметить, что правильнее было бы исходить здесь не из числа
оборотов, а из окружной скорости па новерхкостц шеек
,.:ля шлицевых валов, кроме того:
а) Биение центрирующей поверхности шлицевого участка относительно опор-
н 1Х шеек — не свыше 0,02 мм для зубчатых колес 1-го и 2-го классов и не
с. ышс б',04 мм— для колес 3-го и 4-го классов.
'*) Суммарная ошибка шага и неравномерности пшпины шпонок—не свыше
"• С мм.
.I Отклонение боковых граней шпонок от параллельности оси вала — не свыше
'.мм мм па 100 мм длины.
г! Смещение шпонки относительно оси вала — не свыше 0,02 мм.
д) Твердость поверхностей шпоночной части вала, по которой будут скользить
пере шнжпые детали: при числе перемещений ojuiiie 15 в частвердость —
= ‘>(1 60, при меньшем числе перемещений —. -220.
г; Увеличение биения делит еды.ой окружноети зубчатого колеса, посаженного
а; пал. по сравнению с допускаемым для самого колес.: для колес 1-го и 2-го
ь.шсы.'В при диаметре dp <’ 200 мм - па 0,01 мм, при d,, .> 200 мм — па 0,02 мм",
цм колес 3-го и 4-го классов, независимо от диаметра, 0,03 мм.
ж' Легкость скольжения перед: шиной детали по валу: при весе детали 2 кг
.1 больше она должна скользить вдоль вергик :лыю установленного вала под дей-
ствием собственного веса, а более легкие дею. ,ц — при догрузке их до 2 кг.
и1 Качание зубчатого колеса на валу: угловое — не свыше 0,02 мм на радиусе
,-j(. мм, боковое — не свыше 0,05 мм па том же радиусе.
$ 48. КОНСТРУКЦИИ ШПИНДЕЛЕЙ И ВАЛОВ. ФОРМЫ КОНЦОВ ШПИНДЕЛЕЙ
Форма шпинделя или вала определяется: а) 'шелом и положением деталей, кото-
рые должны быть размещены на нем; б) требуемыми посадками их; в) способами
крепления неподвижных деталей (шпонки, шлицевое соединение, поперечные штифты,
буртики, стопорные кольца и пр.) и направл-шя передвижных (направляющие
шпонки или шлицевый участок); г) способам оду'шровання радиального и осевого
положения вала или шпинделя; д) типом и размерами подшипников; е) технологией
термообработки (форма переходов между учагишми разшчиого диаметра и пр.)
11 -борки. Поэтому форма шпинделя или вала должна быть сообразована в каждом
с.г'чае с названными факторами, которые частично известны заранее, частично выби<
паотся в процессе проектирования узла.
Следует стремиться к возможно более простой форме шпинделя или вала, так
кд- •;ем она проще, тем обычно и менее ipv.ioeMKa в отношении механической
обработки и контроля, тем меньше отходы мешлла в виде стружки и тем меньше
>ржа получается при термообработке.
В станкостроении применяются, как правило, посадки по системе отверстия;
поэтому для облегчения сборки комплекта шпинделя пли вала, на котором должно
|’>ыгь помещено несколько деталей с различными посадками, вал удобно делать
ступенчатым, особенно при неподвижной посадке детали, если только она не нахо-
дится на конце вала; см. шпиндели и валы на дальнейших фигурах и на многих
•фи-’урах гл. VII, например, фиг. 278, 280 и др.
Между участками, имеющими различные oi клонения от номинального диаметра,
обычно делают неглубокие проточки, ширина коюрых достаточна для выхода шли-
фовального круга (фиг. 338 — валик коробки подач плоскошлифовального станка).
Размеры канавки для выхода шлифовального круга следует выбирать по пор-
ты."! станкостроения Н27-1 (изд. 1951 г.).
При выборе формы вала рекомендуется руководствоваться следующими общими
правилами: а) при установке на одном валу нескольких деталей с различными по-
садками форма вала должна быть такой, чтобы каждая деталь при снимании ее
приходила по валу без натяга; б) для неподвижных носилок следует применять
ступенчатые валы; в; неподвижные посадки гладких валов могут применяться
362
Шпиндели, валы и
их опоры
только на их концах; г) в случае нескольких различных посадок на валу с одним
номинальным диаметром вал следует делать с проточками. Однако последнее тре-
бование на практике соблюдается не всегда, так как хотя проточки и облегчают
сборку и контроль, все же они не безусловно необходимы: границы шлифован-
ных участков различного диамет ',ч обычно заметны по неодинаковому блеску.
Для того чтобы не. увеличивать без необходимости номенклатуры режущего
(для отверстий) и мерительи. . о инструмента, при назначении диаметров вала сле-
дует ограничиваться рядом нормальных значений их, принятых на заводе, на котором
будет изготовляться проектируемый станок Нормаль станкостроения Н21-1, пред-
ставляющая выборку из стандарта ОСТ 6270, , аспространяется на диаметры всех
вообще леютей станкостроения, вы-
полняемых по общесоюзной системе
допусков и посадок, следовательно, и
на все диаметры шпинделей и валов.
Диаметры шлицевых участков и шеек
под подшипники качения берутся из
соответствующих стандартов или из таолицы нормальных диаметров специаль-
ного назначения по стандарту ОСТ ВКС 6270.
Длинные валы, как, например, ходовые валы больших токарных станков, соста-
вляют из двух или большего числа частей длиной 5 — 8 м. Если увеличение диа-
метра в стыках этих чашей недопустимо, следовательно, втулочную или тому
подобную муфту применить нельзя, то соединение конструируют, как показано
на фиг. 339 или 340 (ходовой вал станка модели 141). См. также § 58, Г'.
Ьоническая форма придается иногда отдельным участкам вала для фиксирования
в осевом направлении сидящей на валу детали с помощью лишь одного стопорного
кольца или гайки Крепление зубчатых колес и шкивов на конусе частично разгру-
жает шпонки при передаче крутящего момента, обеспечивая одновременно хорошее
центрирование детали. Конусность участков под регулируемые втулки подшипников
шпинделей принимается равной 1:10, шеек под шпиндельные зубчатые колеса —
1: 15; конусные шейки шпинделей под опоры имеют обычно конусность 1:30.
Для того чтобы уменьшить концентрацию напряжений в местах изменения сече-
ний вала и уменьшить опасность появления закалочных трещин и других пороков
во время термообработки, радиусы закру! лений в местах таких переходов следует
Конструкции uir.4t:'!" и ') и васпп
брать возможно большими, не останавливаясь перед необходимыми изменениями
формы сопряженной детали. Если последнее невозможно или трудно, как, например,
в случае посадки па вал шарикоподшипника, то радиус закругления в месте пере-
хода можно увеличить, выбрав соответствующим образом центр закругления (фиг. 341;
или применив промежуточное кольцо (фиг. 342).
Сверление и расточка отверстия, длина которого ко много раз превышает его
диаметр, представляет сложную и дорогую операцию. Поэтому полые валы следует
применять в станках только там, где сквозной канал нужен для пропуска изделия
или материала, помещения в нем устройства для подачи и закрепления материала
(шпиндели всех с:анков для работы из прутка), для размещения элементов упра-
вления (например, рычагов для управления муфтами), для подвода смазки и т. д.
Широкое применение получили в современных с 1 анках шлицевые валы, нарезан-
ные либо по всей длине, кроме опорных шеек, либо Внутреннее к'«ьс
на части ее. Это об ьяснястся следующими преимуше- п'^иипникс " " Л
ствами таких валов перед гладкими: а) лучшее ц. н- ' / ~ / уЛ.
трирование деталей, сидящих на
направление деталей, шредви-
таемых вдоль вала; в) меньшее
удельное давление на гранях шли-
1 ей при одной и той же величине
передаваемого крутящего момента
и одинаковых диаметрах шлице-
вого и гладкого валов.
В станкост роении наибольшим
распространением пользуются в
настоящее время шлицевые соединения с прямоугольными (называются также прямо-
ночными) шлицами, грани которых параллельны, пригом главным образом шести-
шлицевые; несколько меньше распространены валы четырехшлицевые и с числом
шлицев больше шести. Нормаль станкостроения И24-7 „Шлицевые соединения пря-
моугольного профиля" (1950 г.) предусматривает четырехшлицевые профили для
валов с наружным диаметром £)=10~-22 мм, шестишлицевые — для валов с
£> = 25-ч-90 мм и десятишлицевые — для 1) = 100 ~ 200 мм.
Большой интерес для станкостроения представляют эвольвентные шлицевые
соединения (фиг. 343), широко используемые в автомобилестроении и некоторых
других отраслях. Основные преимущества их по сравнению с прямобочными шли-
цевыми соединениями: более простой режущий инструмент (обычная червячная фрез i
для нарезания валиков; протяжка для отверстия нарезается так же, как зубчато^
колесо — червячной фрезой или долбяком); возможность нарезать одним и тем ж-,
инструментом валы с произвольным числом зубьев (шлицев) данного модуля; воз-
можность получать зубья различной толщины путем исправления (корригирования)
их; более простой контроль валиков. Кроме того, пои эвольвентном шлицевом
профиле можно избежать концентрации напряжений, закругляя впадину по боль-
шому радиусу. По этим причинам можно предвидеть вытеснение прямоугольных
шлицевых соединений в станках эвольвентными.
Основные конструктивные размеры соединений последнего вида для диаметров
от 12 до 400 мм установлены ГОСТ 6033-51. Числа зубьев (шлицев) предусмо-
трены от 11 до 50, в зависимости от диаметр;! соединения, угол давления на дели-
тельной окружности (профильный угол исходного контхра рейки) а,, = 30°, модули
т - 1; 1,5; 2; 2,5; 3,5; 5 и 10 мм, при необходимости допускается также т =7 мм
Концы валов, необходимые для закрепления шкива, зуочатого колеса, цепной
звездочки и т. д , могут иметь цилиндрическую, коническую или шлицевую форму
По сравнению с цилиндрическими цапфами конические и шлицевые обладают неко-
торыми преимуществами (см. выше) и получают поэтому все большее распростра-
нение в станках.
Для возможности закрепления на переднем конце шпинделя инструмента илч
нормальных принадлежностей, которые служат в свою очередь для закрепления
364
Шпиндели, валы и их опоры
Фиг. 344.
Конструкции шпинделей и валов
365
инструмента или заготовки (ггсгроны, птаншайбы, онрав;л:, переходные втулки и пр.),
формы и присоединительные размеры передних кониов шпинделей токарных, токарно-
револьверных, сверлильных, фрезерных н шлифовальн ях станков синдартнзовапы.
Для товар..ых и револььерных сынь-ш предусмотрены две формы переднего
конца шпинделя: с резьбой и цилиид;:иче< кин ш-нишру ющим пояском у ОСТ 428)
и фланцевый (РОСТ 2370-44,
фиг. 344). Недостатки первой
формы—сравнительно быстрый
износ резьбы от частой смены
патронов, большой вылет кон-
сольного конца шпинделя, а
глшшое — опасность самосвин-
члваиня патрона при торможе-
шш шпинделя, особенно на
высоких числах оборотов, ч.о
грозит рабочему увечьем. 11меп-
но по этой причине резьбов.ш
конец шпинделя для современ-
ных быстроходных станко.,
.опарной группы непригоден.
Фланцевый конец шпинат
много лучше — самоогвинчш..н
ние патрона исключено, по
его применение связано с уве-
личением времени на смечу
патрона.
Передний конец шпинделей
сверлильных и расточных стан-
ков по ГОСТ 2701-44 показан
на фиг. 345 (а и б — основные
формы, й и г — допускаемы,
формы концов с ториевым па-
зом, в—у сверлильных стан-
ков для установки многошпин-
дельных сверлильных гбловок,
г—у расточных станков для установки сп равок), форма переднего конца шпин-
деля фрезерных станков — па фиг. 346 (I ОСТ 836-47), переднего конца шли-
фовальных шпинделей — на фиг. 347, а -е (ГОС! 2323-43 и 2324-43). Пер-
вые дне конструкции (а и б) с наружным конусом предназначаются для посадки
переходных фланцев, втулок, планшайб, сегментных головок и оправок, концы
шпинделей с внутренней цилиндрической (б) и конической (г—е) центрирующей
поверхностью — для посадки шпилек, винтов и оправок, которые служат для кре-
пления в шпинделе абразивного инструмента.
366
Шпиндели, валы и их опоры
Конструкция И
Недостающие размеры
по чертежу конструкции I
При а=3,д
5,6 и 8 мм
Конструкция ]
Конструкция П
Фиг. 347.
Расчет шпинделей и валов
367
1> некоторых случаях выгодно заменить механическую связь — посредством
металлического вала — электрической, обеспечивающей достаточно точно си ixpo
низированн>е вращение двух или нескольких элементов одного и того же станка.
Эю достигается гем, что роторные обмотки двух асинхронных электродвигателей
одинаковой мощности и с одинаковыми электрическими характеристиками включают
н,встречу друг другу так, чтобы порядок следования фаз был одинаков. Статорные
обмотки двигателей присоединяют к сети; порядок следования фаз одинаков или
противоположен, в зависимости от требуемого направления вращения роторов.
Синхронность вращения обоих двигателей —датчика и приемника — обеспечи-
вается уравнительными токами, возникающими как только один ротор опережает
другой и восстанавливающими равенство угловых скоростей обоих электродвига-
телей.
несогласование вращения роторов двигателей, связанных указанным выше спо-
собом, не равно нулю, но может быть доведено до очень малых углов; притом
на величину этой погрешности синхронизации вращения не влияет (в отличие от
того, что имеет место при применении стальных валов) расстояние между ведущим
и ведомым или двумя ведомыми элементами.
Электрический вал нашел в стань ах пока лишь ограниченное применение,
. авным образом в цепях установочных движений, в единичных моделях — в цепи
нп'гач Опыт использования самосогласованных систем управления (самосинов) ио
.многих областях техники дает основание предвидеть в дальнейшем более широкое
применение электрического вала также в различных узлах станков, особенно—
тяжелых, и для управления на расстоянии.
Примеры конструкций шпинделей — на фигурах § 36 и 52.
§ 49. РАСЧЕТ ШПИНДЕЛЕЙ И ВАЛОВ
Как было указано выше, шпиндели и все ответственные валы станков должны
tiini проверены расчетом на прочность, на жесткость, на износостойкость трущихся
поверхностей и но возможности на виброустойчивость.
А. Расчет на прочность
Ралы станков работают в большинстве случаев одновременно на кручение и
и. .иб (поперечный), нередко, кроме того, также на растяжение или сжатие. По
:i .ншению с напряжениями изгиба и i-'ручспия напряжения последнего вида обычно
малы, и пренебрежение ими на общую точнооь расчета практически не в шяет.
Напряжения изгиба в материале вращающегося вала, очевидно, знакопеременны
даже при постоянной величине изгибающею момента и неизменных направлениях
ДШ1С1ВИЯ сил, вызывающих изгиб. Крутящий момент, пере >аваемый шпинделем,
валом коробки скоростей или подач, колеблется в зависимости от характера сни-
маемой стружки, колебаний припуска, иногда и от формы инструмента (пример—
фдезы с прямым или с вин'овым зубом I.
Отсюда следует, что расчетные формулы, основанные на предсавлении о ста-
тическом характере напряжении в маюриале вала, для расчета шпинделей и многих
других валов станков при тех числах циклон колебания напряжений, которые имеют
м. сто в современных станках, непригодны. Поэтому расчет пшинтелей, а также и
многих других валов следует вести в направлении определения запасов прочности
по отношению к пределу выносливости, проверяя величины ншряжений в наиболее
опасных сечениях. Необходимость эюго под|верждается наблюдениями над разру-
inei HtM валов, испытывавших во время работы переменные напряжения.
Нет надобности провеять на выносливость шпиндели и валы настолько тихо-
ходные, что за время рабопя станка до полной амортизации его вследствие физи-
ческого или морального износа суммарное число оборотов их будет меньше при-
мерно 10-1G6.
Шпиндели, валы и их оппры
Вычертив шпиндель или нал со всеми размерачи, можно за:ем прэизвесп! про-
верочный расчет его сечений на прочность, пользуясь фирм-'лой
'-max — -бшах)“ Ф шах)", (49, 1)
где тт!>х—наибольшее касательное напряжение: ар—предел текучести; п' -запас
"рочности: VE—момент сопротив.reuiin сечении нала ир.и кв ибе; /ИЯ)31— наибольший
’вгибающий момент; Л1*П1ЯХ — наибольший крутящий ми.лепг;
Е последних дг.ух выражениях k. г /?. — о Ь<ектиЕные (динамические) ююфи-
.ще;ны концентрации (.щоэфициенгы надреза") илг. нереальных, соогвеrciпенне
касательных напряжений; o_j — предел выпосливисш при изгибе с сим.'Лоiруч-
ным циклом;
с_____Ддщлрсунп "* среднее напряжение цикла (постоянная
’ ’ ( слагающая напряжений) для нормал-.-
-г- т,1;!п I них, соответственно касательных на яря-
Хт — '> j ж.ший;
„ а;п ix спНп
---------------
__ Jrnax Tniin
"а 2
4
> | амплитуда напряжений цикла (перемеч-
пая слагающая) нормальных, соогвег-
I сгвенпо касательных напряжений.
Формул}' (49. 1 )удобно несколько преобразовать для практического пользой..-
л!.., следующим образом.
CJ__ 1
умножая обе части ее на-------, получим
&1
(4° Д
Пусть в проверяемом сечении вращающегося вала изгибающий момент Л1 перио-
дически изменяется по циклу со средним значением Л1т и амплитудой Ма — с-М,„.
Так как при постоянном изгибающем моменте напряжения в волокне вала изменяются,
очевидно, по синусоидальному закону, то
Л’"' +Л’" - (!
°т U> Ja “ ip ' ip
Для касательных напряжений, обусловленных крутящим моментом ЛД, колго-
щпмея так, что его среднее значение равно ЛДОТ, а амплшуда Мка =сх-Мк т, полу-
чается:
к ______9 С,.- т. ___д____________с Лф. т .
UZp ’ “ 2 W ’ а~ Wp -2W ’ \,и
(49. 5)
Здесь Wp— момент сопротивления проверяемого сечения вала при кручении.
Из формул (49. 2), (49. 4) и 49. 5) следует:
О__1 С____1 т О 1
Щ • + ka • аа 3 -----h k.—' —-----h k--CK
—----------------^ka; b = ------------------------------------—. (49. 6)
am + aa 1 1 1 4' CK
Расчет шпинделей и валов
369
Подставляя эти значения в формулу (49. 3) и замечая, что наибольшие значе-
ния моментов /Ишах = Mm + Ма = (1 Д- с) Мт и /ИЛ.шах = Мкт -ф Мка = (1 + ск)Л'1кт,
получим
° 1 1 / „ I / а 1 \ 12
7? = is]/ + [(тГ + J •
(49. 7)
Для кольцевого сечения (полый вал) с наружным диаметром d и внутренним
момент сопро1ивления при изгибе
п d* - п
Ц7 = - --------2- = — (1
32 d 32-
• d3.
Подстановка этого выражения в предыдущую формулу дает
тг - Г 7Г-ТИ «г)/1*. <1 + О "-I• + I (V + *• 4Л! J'
откуда находится коэфициент запаса прочности
, _ я И
\/ [^а (1 + с) Мт]2 Ц—— +
(49. 8)
(49. 9)
или наименьший необходимый диаметр
(49. 10)
Обозначая для краткости
В = k Д1 + с); Вк = —-1 4 -k-. • ск,
аг
можно представить две последние формулы в следующем виде:
(1 — 4) а_г<Р
П' =-------7-Г
10 (Ь' /И.Дг ф Д4 Л1лт)2
(49. 11)
(49. 12;
(49. 13)
Для сплошного сечения dt, — 0, следовательно, и с = 0.
Во все формулы для п' и d следует полетшл,пь величины моментов в кгмм,
а : _] — в кг!ммъ, если d в мм, либо моменты в кгем и a_j — в кг/ем2, если
d — в сМ.
Структура множителей В и Вк в уравнениях (49. 11) различна потому, что
при М = const изгибающие напряжения изменяю гея, как было упомянута, но си-
hj соидальному циклу, а при Л4К = const также и напряжение крученая -с = const.
Для коэфициента п' запаса прочности принимают обычно значения в пределах
1,25 — 1,50, если напряжения могут быть достаточно точно вычислены и если,
кроме того, гарантированы физико-механические качества материала, по юженныс
в основу расчета. При невыполнении этих условий принимают п' больше, до п' = 3 -ь-4.
24 Дчеркан 1386
370
Шпиндели, валы и их опоры
В практике наиболее часты промежуточные случаи, для которых поэтому п' = 1,5-нЗ.
Значения коэфициентов
__ Мд Л4п1ах ^min р АЛ,-а „ М к mas АЛК min /^g
Л1,л~ м
max гм min ’ АЛкгп Мк max ~Н А4К min
которые входят в предыдущие формулы, могут быть оценены лишь приближенно.
Они тем меньше, чем более плавно протекает процесс снятия стружки. Например,
для шлифования оба эти коэфиниента близки к нулю, для алмазной обточки и
расточки — не превышают 0,05—0,10, для чистовой обточки и расточки, сверле-
ния, зенкерования — 0,10 — 0.15 - 0,20, и т. д. Для фрезерования можно принимать
с 0,25 ч- 0,30, для обдирочных операций — до 0,50, а при особенно боль-
ших колебаниях припуска и больше этого значения. Лучше всего определять вели-
чины с и ск опытным путем, особенно если речь идет о проектировании серий-
ного станка, когда вопрос экономии металла приобретает еще большую важность,
чем при изготовлении одного или нескольких станков. Приведенные значения коэ-
фицщнтов с и ск следует принимать для шпинделей и в крайнем случае также
для последнего вала в коробке скоростей. При расчете промежуточных валов
в приводе можно считать с~ ск^ 0.
П| едел выносливости а_| при изгибе берется из соответствующих таблиц, предел
текучести в?— из ОсТ или ГОСТ для выбранного материала либо из тех же
таблиц. В случае отсутствия более точных данных можно приближенно принимать
для стали о-] г (0,40 0,50) <з„р, либо a_i (0,25 + 0,06)-(рар -ф- ) -ф- 5 кг/мм2,
где оя„ — предел прочности при растяжении.
Значения эффективных (динамических) коэфициентов k~,, kz концентрации на-
пряжений зависят от формы сечений и переходов между ними, наличия резких
изменений сечения, шпоночных пазов, отверстий под штифты и т. д , от соотно-
шений геометр ических размеров, свойств материала и т. д. Уточненные значения
их следует брать по данным экспериментальных исследований. В большинстве
случаев для шпинделей и для валов станков расчет дает достаточно удовлетвори-
тельные результаты, если принимать в первом приближении k, k: 1,7 -з- 2.
Сопоставление результатов опытных исследований шлицевых валов и сообра-
жения, связанные с концентрацией напряжений во многих местах многопазового
профиля, дают основания вести расчет таких валов на прочность по внутреннему
диаметру.
Б. Расчет шлицевых валов на удельное давление на гранях шлицев
Шлицевые участки шпинделей и валов следует проверять также на удельное давле-
ние на гранях шлицев. Пусть для прямоугольного (прямобочного) шлицевого соеди-
нения (фиг. 348) обозначают: Л1К1МХ — наибольший передаваемый крутящий момент
в кгмм; (I и D—внутренний, соответственно наружный диаметр шлицевой части
в мм’, С} и с2—высоту неработающих участков граней шлицев на валу и во втулке
в мм’, I — длину втулки, сидящей на шлицах, в мм; z — число шлицев; ф — коэфициент
использования номинальной (геометрической) поверхности соприкасания поверх-
ностей шлицев вала и втулки; р — удельное давление на гранях шлицев при пере-
даче момента 7Иктах в кг! мм2.
В таком случае можно написать
_ max _ &AAk max
[°2 <" 1 CJ]; ; 1 "t* ” P-d-2^1 + C2)J(ZFH0l71'
или если обозначить
+ С,)] = F, (49. 16)
Расчет шпинделей и валов
371
то удельное давление
М к шах
7ДТ •
Р =
(49. 17)
Значение величины F,
цевого профиля, может быть легко вычислено в
взято из таблицы, составленной заранее для шлицевых
данном заводе.
Коэфициент Ф обычно полагают равным 0,75, т.
крутящего момента принимает участие 3/4 номинальной
втулке.
Удельное давление р, вычисленное из
уравнения (49.15) или (49.17), не должно
превышать значения установленного
из опыта эксплуатации шлицевых соеди-
нений для аналогичных условий работы
(табл. 12).
Из тех же формул, задаваясь величи-
ной р на основе табл. 12, можно опреде-
лить необходимую длину I шлицевой
втулки. Желательно, чтобы для непо-
движных шлицевых соединений было
I : d > 1, для подвижных I :d 1,5 -т- 2
или больше.
Понятно, что износ шлицев будет
тем меньше и соединение тем долговеч-
нее, чем меныпее значение принято для р.
В случае необходимости значительно превы-
сить величины pmilx, указанные в табл. 12, это может быть сделано либо за счет
сокращения срока службы соединения, либо за счет придания рабочим поверхностям
в которую входят только геометрические размеры шли-
каждом отдельном случае или
профилей, применяемых на
е. считают, что в передаче
площади граней шлицев во
Таблица 12
Значения допускаемого удельного давления на поверхностях
граней шлицев
Характер соединения Условия работы шлицевого со- единения Рабочие поверхности шли- цев не тохверп1уты спе- циальной 14 рмообрабитке Ртах в CMl Рабочие поверхности шли- цев подвергнуты спе- циальной термообработке Ртах в fCijCM1
А. Соединение непо- движное а б в 3,5- 5 С- 10 8 12 4 -7 10 14 12-2.)
В. Соединение по- движное не под нагруз- кой а б ч 1,5-2 2-3 2,5—4 2 3,5 3 б 4- 7
(А Соединение по- движное под нагрузкой а б в — 0,3—1 0,5- 1,5 1-2
Примечание, а- нагрузка знакопеременная с уларами в обоих направле-
ниях, вибрации большой частоты и амплитуды, условия смазки плохие, металлы
невысокой твердости, обработка обеих деталей не очень точная, направление втулки
на валу плохое, вообще все условии работы шлицевого соединения довольно плохие;
б—условия работы соединения средние; в —условия работы соединения хорошие.
372
Шпиндели, валы и их опоры
шлицев обеих сопряженных деталей повышенной износостойкости, например, азо-
тиро анием.
Для эвольвентниго шлицевого соединения выражение (49. 15) для р принимает
вид:
ЧМ
____ -"‘к шах
" h3-dcp-z-l-ty ’
(49. 15а)
где h3 — глубина захода зубьев, dcp — средний диаметр вала, а остальные буквы
имеют прежние значения. Значение z выбирается по ГОСТ 6033-51, величина dcp
находится по формулам, имеющимся в том же ГОСТ, а значения ф и ртт при-
нимаются такими же, как для шлицевых соединений прямоугольного профиля.
Проверять шлицы на изгиб и на срез, как правило, нет надобности ввиду не-
значительности соответствующих напряжений. Для особенно коротких втулок эти
напряжения можно проверить с практически удовлетворительной точностью п®
формулам для закладных шпонок.
В. Расчет на жесткость
Жесткость шпиндельного узла, оказывающая очень большое влияние на точ-
ность и качество обработанных на станке поверхностей, зависит от жесткости не
только самого шпинделя, но . и его опор, корпуса шпиндельной бабки, зазоров
в сопряжениях шпинделя с опорами, опор — с корпусом и т. д. Анализ и опыт-
ные исследования показывают, что в общем балансе жесткости шпиндельного
узла жесткость самого шпинделя играет большую роль.
Повышение жесткости шпинделя и его опор благоприятствует также повыше-
нию виброустойчивости шпиндельного узла (см. ниже).
По этим причинам при проектировании станка необходимо производить расчет
шпинделя на жесткость. То же относится к другим ответственным валам станков.
1. Определение деформаций изгиба. По соображениям, указанным
выше (стр. 355), необходимо проверять допустимость ожидаемых деформаций валов
и особенно шпинделей с точки зрения создании нормальных условий работы
механизмов, в состав которых входят эти детали, и удовлетворения требований,
предъявляемых к длительности сохранения точности работы станка.
Расчет сводится к определению деформаций изгиба, иногда и кручения. Во мно-
гих случаях при этом достаточно ограничиваться определением прогибов и углов
наклона упругой линии оси вала только в тех сечениях, где расположены зубчатые
и цепные колеса, в опорах и на переднем конце шпинделя. Удобнее всего строить
для этого всю линию деформированной оси вала. В определении величины осевых
деформаций практической надобности, как правило, нет.
Шпиндели и валы станков вращаются большей частью в двух опорах. Это воз-
можно потому, что для уменьшения прогибов и предупреждения вибраций валы
стремятся делать по возможности короткими Если при двухопорной конструкции
применены подшипники качения, то каждая опора может представлять собой группу
из нескольких подшипников (см. § 52, Г). В подобных случаях задача является
статически неопределимой.
Как многоопорную конструкцию следует рассчитывать также шпиндель, жестко
связанный с оправкой, поддерживаемой выносным подшипником (например, шпин-
дели горизон1ально-фрезерных станков), или с обрабатываемой деталью, опираю-
щейся на люнеты, на центр задней бабки и т. п.
С целью упрощения расчетов деформаций валов опоры их часто рассматривают
как ножевые или шарнирные на катках. Это упрощение достаточно обосновано
только в тех случаях, когда подшипники — самоустанавливающиеся, как, например,
сферические шарикоподшипники, или если в обеих опорах установлено по одному
подшипнику качения без предварительного натяга. Вообще же правильнее отно-
сить опору к тому или иному типу в зависимости от ее конструкции. Для этого
следует в каждом отдельном случае проанализировать возможное поведение си-
стемы вал — опоры при из1ибе вала под действием рабочих усилий. Упомянутое
Расчет шпинделей и валов
373
упрощение опасно в том отношении, что приводит к преувеличенным значениям
деформаций и отсюда к тенденции чрезмерно увеличить диаметр рассчитываемого
шпинделя или вала.
Исследование токарного станка со шпинделем в двух подшипниках скольжения
показало, что при отношении l-.d> 1,5 длины / подшипника к его диаметру d
и величине зазора, нормаль-
ной для опор шпинделей,
действительная упругая ли-
ния изогнутой оси шпинделя
лежит между теоретическими
линиями изгиба шпинделя
на ножевых опорах и шпин-
деля, жестко заделанного в
средних сечениях опор. Как
показало то же исследова-
ние, при малых усилиях
резания, имеющих место при
чистовом точении, шпиндель
ведет себя в отношении де-
формаций так, как если бы
он лежал на ножевых опо-
рах.
Иногда в расчетах шпин-
делей и валов на жесткость
принимают группу из не-
скольких подшипников ка-
чения в одной опоре за
упругую опору, а шпиндель
в подшипниках скольжения
рассматривают как балку на
упругом основании. Метод
точного расчета валов с
учетом упругого взаимодей-
ствия их с опорами впервые
разработана СССР в 1938 г.
в ЭНИМС д-ром техн,
наук Д. Н. Решетовым
(см. [8]).
Определение прогибов и
углов наклона в различных
сечениях шпинделя или вала
можно производить либо
графическим, либо аналити-
ческим способом.В практике
проектирования станков пользуются почти исключительно первым как менее
трудоемким, более простым и наглядным. Шпиндели и валы станков имеют в боль-
шинстве случаев ступенчатую форму, следовательно, сечение переменное вдоль
оси. вала. Поэтому построение изогнутой оси последнего производится по методу
приведения балки переменной жесткости /j'Jv к фиктивной балке постоянной же-
сткости £J0, для чего все ординаты эпюры изгибающих моментов умножают на
EJt Л
отношение , где J — моменты инерции сечений.
На фиг. 349 показано для примера построение линии изогнутой оси шпинделя
тяжелого шлифовального станка. На переднем конце шпинделя (сечение ДБ) сидит
шлифовальный круг размером 455X50 мм, между опорами (сечение ВГ} — ременный
шкив. Последовательность и порядок построений ясны из обозначений на чертеже.
374
Шпиндели, валы и их опоры
При определении прогибов обычно пренебрегают влиянием перерезывающих сил
на деформации. Следует, однако, отметить, что в станках отношение длины I
какою-либо участка постоянного диаметра d ступенчатого вала к этому диаметру,
как правило, невелико (шпиндели, валы коробок скоростей). В подобных случаях
при I: d 7-5-8 рекомендуется указанным влиянием не пренебрегать, так как это
иногда может повлечь за собой при определении прогибов ошибку порядка 15—
2О°/о и более. Чтобы учесть это влияние, следует прибавить к фиктивной грузо-
вой площади, представляемой эпюрой
приведенных изгибак щих моментов, фик-
тивные нагрузки, которые определяются
по соответствующим формулам сопроти-
вления материалов.
Прогибы и углы поворота сечений
шпинделей и валов на трех опорах удобно
определять, пользуясь
: следующим приемом. От-
- _ (5расывая среднюю опору
и построив эпюру приве-
денных изгибающих моментов и линию изо-
гнутой оси двухопорного вала (фиг. 350,
а — в), находят таким образом прогиб ур
в сечении над средней опорой от действия
сил Рр Заменяя далее действие средней
опоры сосредоточенной силой F' = 1 (на-
пример, 100 или 1000 кг, в зависимости
от порядка величины сил Pt), можно по-
строить таким же образом (фиг. 350, г—е)
линию изогнутой оси вала при этой на-
грузке и прогиб уР, в том же сечении.
Так как должно быть ур, = д/р, то реак-
ция F средней опоры находится из оче-
видного соотношения
F Ур Ур
— = Г£,т. е. F ———F . (49.18)
/• Ур, Ур, v ’
Чтобы получить теперь линию изогнутой оси трехопорного вала, достаточно
, к,\ Ур
перестроить кривую у (г ), умножая ее ординаты на отношение-----, и, пользуясь
Ур<
принципом суммирования деформаций, построить кривую
У — У (Р) ~ У (F) ~ У (Р) — У (F') ~—.
У р.
(49. 19)
Указанные выше способы определения деформаций изгиба не принимают во вни-
мание упругого взаим .действия шпинделя или вала с его опорами. Более точный
метод расчета, учитывающий влияние этого явления, разработан, как упомянуто,
д-ром техн, наук Д. Н. Решетовым |8].
2. Допускаемые величины прогибов и углов наклона в опо-
рах. Значения допустимого прогиба шпинделя следует, в принципе, устанавливать
в каждом отдельном случае в зависимости от влияния прогиба на точность
работы станка, ограничивая прогиб некоторой долей величины припуска на
обработку. Для станков, предназначенных для окончательной обработки, наи-
больший допустимый прогиб шпинделя в направлении, влияющем на ее точность,
должен выбираться как доля наименьшего допуска на неточность обработки изделий
на этом станке.
Расчет шпинделей и валов
375
Кроме требований к точности работы станка, допустимые деформации ограни-
чиваются также условиями правильной работы зубчатых колес, которые сидят на
шпинделе и других валах, и подшипников По исследованиям д-ра техн, наук
Д. Н. Решетова, для удовлетворительной работы зубчатой передачи прогибы валов
должны быть такими, чтобы угол взаимного наклона валов, связанных этой пере-
дачей, не превышал значения
с-Р
фтах = радиан, (49. 20)
где Р — нагрузка на зуб в кг\ b — длина зуба в .«.и; с - коэфициент, зависящий
от характера распределения давления по длине зуба, числа зубьев колес и отно-
шения b : tn.
Значение с лежит в пределах между 4—5 при сравнительно равномерном распре-
делении давления q по длине зуба '• <7п>ах 0,5), до 13—16—при распреде-
лении нагрузки по закону треугольника (</,„„,: qn,„ — 0).
Д. Н. Решетовым выведена также формула для фтах, ограничивающего прогиб
вала в том случае, если он установлен в роликоподшипниках с прямолинейными
образующими желобов в кольцах.
При проектировании станков нередко пользуются в расчете на жесткость практи-
ческими цифрами, проверенными опытом. Общепринятые нормативы, определяющие
значения допускаемых деформаций шпинделей и валов станков, еще не разрабо1аны.
Станкостроительные заводы руководствуются в этом отношении взятыми из опыта
цифрами, которые при практическом применении не приводили к неполадкам в ра-
боте станка. Широко распространены следующие практические нормативы: наи-
больший прогиб шпинделя или вала равен 0,0002 расстояния между опорами; наи-
больший yi ол наклона в опоре равен 0,001 радианам 3',5. Некоторые заводы
принимают для наибольшего прогиба значение, равное 0,01 наименьшего модуля
зубчатых колес, сидящих на этом валу.
Проверочные расчеты валов коробок скоростей ряда токарных, фрезерных и
сверлильных станков, выполненные в ЭНИМС, показали, что наибольшие прогибы
этих валов лежат в границах между 0,015 и 0,25 мм', для большей части прове-
ренных валов эти границы значительно уже — от 0,06 до 0,10 мм. При этом пре-
делы отношения наибольшего прогиба к расстоянию между опорами составляли 0,00006
и 0,001, в большинстве же случаев 0,0001 и 0,0005. Отношение наибольшего про-
гиба к модулю зубчатых колес колебалось в границах от 0.007 до 0,090, для
большей части станков—от 0,01 до 0,03. Углы наклона в опорах могут быть
оценены по привезенным данным ориентировочно; для большей части проверенных
валов они составляли не меньше 0,0002 — 0,0010 радиана.
Сопоставление с этими данными значений приведенных выше практических норм
показывает, что последние не являются ни чрезмерно жесткими, ни, напротив,
слишком свободными; в качестве средних норм их можно считать приемлемыми.
Более точная оценка допустимости найденных расчетов деформаций может быть
произведена на основе анализа условий работы зубчатых передач, подшипников и
сидящих на валу втулок при из: ибе шпинделя (вала) (см. [7|).
В современных бьитроходных станках с малым числом ступеней скорости полу-
чила распространение конструкция, при которой ротор одно- или многоскоростного
электродвигателя насажен непосредственно на шпиндель (см., например, фиг. 384).
Помимо общих требований, предъявляемых к шпинделям станков, при подобной
конструкции ставится дополнительное условие, чюбы наибольший прогиб Утах не
превышал определенной доли средней ширины о воздушного зазора. Для асинхрон-
ных двигателей общепринята норма
У,пах < 0,10-8. (49. 21)
При определении утах должны быть приняты в расчет наряду с усилием резания
также вес ротора и шпинделя, нагрузка от одностороннего магнитного притяжения,
376
Шпиндели, валы и их опоры
обусловленного неравномерностью воздушного зазора, и нагрузка от центробеж-
ной силы [23].
3 Определение деформаций кручения. Длинные валы, как, напри-
мер, ходовые валики и ходовые винты, а также шпиндели сверлильных, иногда и
других станков проверяют на угол закручивания при передаче наибольшего кру-
тящего момента.
Если жесткость вала на кручение недостаточна, то перемещение деталей, кото-
рые должны двигаться вдоль него во время работы станка, становится затруднен-
ным, и механизм работает неспокойно. Недостаточная жесткость валов для медлен-
ного перемещения салазок, столов и тому подобных деталей приводит нередко
к тому, что подача этих деталей происходит не равномерно, а толчками. Такая
скачкообразная подача может быть объяснена постепенным закручиванием слишком
тонких валов механизма подачи и затем почти мгновенной отдачей накопленной
энергии упругой деформации. Наблюдаемая периодичность этого явления обусло-
влена колебаниями сил трения салазок, стола и т. п на направляющих. В подобных
случаях неравномерное движение соответствующей детали может быть устранено
увеличением жесткости на кручение вала, а также лучшей отделкой направляющих
скольжения или заменой их направляющими качения и устранением чрезмерных
зазоров, которые приводят к перекосу и заклиниванию салазок и валиков меха-
низма подачи.
Следует проверять на зткручивание также валы делительных цепей, действую-
щих непрерывно, если крутящий момент Может сильно изменяться в процессе об-
работки, например вследствие резких колебаний сечения стружки.
Угол закручивания гладкого вала постоянного диаметра или ступенчатого вала,
состоящего из одних только цилиндрических участков, определяется по известным
формулам сопротивления материалов. Короткие шпоночные канавки, короткие кони-
ческие участки, поперечные отверстия малых диаметров и т. п. в расчет при этом
це принимаются. Если вал имеет наряду с цилиндрическими также конические уча-
стки, то угол закручивания его определяется с помощью общей формулы
<49-22)
о
где Мк — передаваемый крутящий момент в кгмм; 1рх — полярный момент инерции
сечения в мм4; G модуль сдвига в кг мм2.
Расчет по этой формуле можно выполнить либо аналитически, установив зави-
симости = /(х) для конических участков, либо графически.
Вал с двумя диаметрально расположенными долевыми пазами (шпиндели сверлиль-
ных станков) часто рассчитывают, как вал с сечением в виде эллипса, вписанного
в живое сечение проверяемого вала, следовательно, по формуле
Мк 16 (d — 2Л)г 4-
G л [d (d— 2/zj]3
(49. 23)
где э, — угол закручивания на единицу длины вала; d — диаметр вала; h — глу-
бина шпоночного паза.
Формула эта — приближенная, и следует считаться с возможностью погрешности
(порядка до 20°ц в сторону преувеличения) угла закручивания, вычисленного по
указанной формуле. Угол закручивания шлицевых валов можно приближенно опре-
деля!ь по формуле для гладкого круглого вала, наружный диаметр которого равен
среднему диаметру проверяемого шлицевого вала.
Общепринятых нормативов для допускаемых углов закручивания шпинделей и
валов станков не существует. В практике иногда пользуются следующей нормой
для сверлильных шпинделей: угол закручивания при наибольшем крутящем моменте
не должен превышать 1° на длине (20-4-25)-D, где D — наружный диаметр шпин-
деля.
Расчет шпинделей и валов
377
Для ходовых валов токарных станков нередко пользуются следующей практи-
ческой нормой для наибольшего угла закручивания: 3° на всей длине вала.
Однако необоснованность этой нормы, не учитывающей длины пала, которая может
варьировать в очень широких пределах, очевидна; поэтому соблюдение ее не всегда
гарантирует равномерную, без скачков, подачу супорта.
Г. Расчет ходовых валов
Ходовой вал можно рассматривать
методу, изложенному выше. Нормаль
как одношлицевый вал и рассчитывать по
станкостроения Н48-62 рекомендует для
предварительного выбора диаметра ходового вала диаграмму, приведенную на
фиг. 351. Она получается следующим образом.
Наибольший допустимый крутящий момент на
Л1К = [a]rjI • / h • г кгмм, (49 24)
где [з]гл—допускаемое напряжение смятия (сред-
нее удельное давление) на рабочей грани шпонки
в кгмм2; I — длина шпонки за вычетом закрут ле-
ний в мм' h — глубина шпоночного паза в мм;
г — расстояние от оси вала до середины глубины
шпоночного паза в мм.
Если принять для выбора диаметра —-
= 0,7 кг;ММ2, г — 0,4-d, /г = 0,55 |/d, что спра-
ведливо для стандартных шпоночных пазов, и
обозначить I = ~k-d, то предыдущая формула при-
нимает вид
Мк — 0,7k.d-0,55 ]fd-0,4т/ кгмм,
или
Мк = 0,154k-й2-5 кгмм, (49. 25)
ходовом валу
Фиг. 3.51.
откуда
/ 1 \0,4 / М, \0,4 / /И \0.4
Май m =2>1(^
(49 26)
При значениях 1 ; 1,5 и т. д. получаются кривые d =--f(MK\ изображен-
ные на диаграмме фин. 351.
Выбрав по диаграмме (или вычислив по последней формуле) ориентировочное
шачение d диамефа ходового вала, производят затем проверку на напряжение
кручения:
16Л4Л. Г.И,.
(49. 27)
Во избежание скачкообразной подачи диаметр ходового вала следует брать до-
статочно большим, т. е. [т]к малым. В выполненных конструкциях станков напря-
жение т часто не превышает 0,25 — 0,30 кгмм1. Однако большая величина диа-
метра ходового нала, особенно при значительной длине его, еще не гарантирует
сама по себе плавного движения супорта. Исследование показывает, что „прыжки"
супорта, движущегося с малой скоростью, зависят от ряда факторов, среди ко-
торых решающую роль играет переменность силы трения. Для того чтобы дви-
жение супорта происходило без скачков, необходима достаточная жесткость всех
элементов привода подачи; жесткость цепи привода подачи может быть вычислена
по методу, разрабо।анному лауреатом Сталинской премии М. Е. Эльясбергом
(см. [22]).
378 Шпиндели, валы и их опоры
Д. Колебания шпинделей и валов. Определение критических чисел оборотов
Колебания (вибрации) шпинделя, следовательно, и связанных с ним деталей или
инструментов во время работы станка могут иметь следствием низкое качество
обработанной поверхности, а также чрезмерно быстрое затупление или даже раз-
рушение инструмента. Углы наклона шпинделя в опорах могут при большой ампли-
туде колебаний достигнуть такой величины, при которой нагревание подшипников
угрожает повреждением их и опорных шеек шпинделя. Эти же соображения сохра-
няют силу и в отношении некоторых других валов станка, например валов коробки
скоростей. Однако колебания этих валов отражаются на качестве поверхности,
обработанной па станке, и на стойкости инструмента в меньшей степени благодаря
тому, что они не передаются заготовке или инструменту непосредственно.
Явления колебаний, наблюдаемые иногда в системе станок — обрабатываемая
заготовка—инструмент во время работы станка, чрезвычайно сложны, обусловлены
многочисленными факторами, и природа их полностью еще не выяснена. Поэтому
установить при проектировании ста ша области режимов резания и вообще сово-
купности условий, угрожающих возникновением колебаний, расчетным путем в на-
стоящее время еще невозможно. Практически задача предупреждения колебаний
шпиндельного узла решается с помощью различных мероприятий, выбор которых
зависит от вида этих колебаний (вынужденные или самовозбуждающиеся колеба-
ния) (см. [2]). К чисау их относятся прежде всего конструктивные мероприятия,
способствующие повышению жесткости шпинделя вместе с его опорами, главным
образом — правильный выбор типа, числа, размеров и расположения подшипников
(см. § 50 — 52). Для устранения периодических толчков, которые могли бы явиться
причиной резонансных колебаний, сл.дует динамически уравновешивать быстро
вращающиеся детали, пользова!ься ремнями без сшивок, применять разгруженные
конструкции привода шпинделя (см. стр. 223), точно изготовленные передачи, зуб-
чатые колеса с непрямым зубом. Детали на шпинделе следует располагать воз-
можно близко к опорам, что >ы таким образом использовать гасящий (демпфи-
рующий) эффект подшипников. В некоторых случаях целесообразно изготовить
шпиндель не из стали, а из чугуна, обладающего более высоким внутренним тре-
нием (см. стр. 125 и фиг. 71), если это допустимо по условиям работы шпиндельного
узла.
Очень большой эффект в смысле предупреждения колебаний имеет увеличение
жесткости деталей станка и их сопряжений (стыков). Иногда возможно при кон-
струировании станка предусмотреть детали или устройства, позволяющие выводить
систему станок — заготовка — инструмент из области резонансных колебаний без
измененит желаемого режима резанья — путем изменения частоты свободных коле-
баний детали или узла станка. Для шпинделей и валов это может быть достигнуто,
например, уменьшением зазоров в подшипниках до возможного минимума.
Реже применяются в шпиндельных узлах станков, особенно при малом диа-
метре шпинделя, различною рода гасители колебаний. Например, в случае приме-
нения в опорах шпинделя подшипников качения колебания могут быть нередко
предупреждены или устранены при помощи точно обработанной втулки, вставляе-
мой не слишком свободно в расточку рядом с подшипником или между парой
таких подшипников. Втулка играет при этом роль гасителя колебаний.
Если частота импульсов возмущающей силы, периодически действующей на
шпиндель, совпадает с одной из частот его собственных колебаний или близка
к ней, то наступает состояние резонанса, при котором амплитуда колебаний шпин-
деля сильно возрастает. В ряде случаев работы станков резонансный характер ко-
лебаний может быть установлен без труда, например при работе крупнозубыми
фрезами, при обточке заготовок с эксцентричным припуском, в станках с ротором,
насаженным на шпиндель, и т. п. Поэтому если частота собственных колебаний
шпинделя будет достаточно заметно, примерно на +25 — 30°/о, отличаться от диа-
пазона частот возмущающих сил, то опасность резонанса и св данных с ним ви-
браций большой амплитуды будет устранена. Отсюда следует целесообразность
Расчет шпинделей и аалов
379
проверки при проектировании станка критических чисел оборотов его шпинделя
и других валов, вибрации которых могут оказывать вредное влияние на работу
сганка. Это относится прежде всего к шпинделям станков со встроенным
приводным двигателем и станков быстроходных. Так как причиной резо-
нансных колебаний является чаше всего неуравновешенность вращающихся частей
(в быстроходных станках для появления таких колебаний достаточно, например,
неуравновешенности одного лишь блока зубчатых колес), то расчет на виброустой-
чивость следует производить по числу оборотов в минуту шпинделя.
Как показали произведенные — главным образом в ЭНИМС — исследования
инж. Н. А. Дроздова [3], д-ра техн, наук А. И. Каширина [4] и [5], д-ра техн, наук
Д. Н. Решетова [2] и др., колебания, наблюдающиеся при обработке резанием на
станках, далеко не всегда имеют резонансное происхождение. Нередко они носят
характер свободных незатухающих колебаний (автоколебаний) упругой системы
станок изделие — инструмент. В возникновении их играют роль силы трения
между инструментом, с одной стороны, и поверхностями стружки и обрабатывае-
мой заготовки — с другой, а также колебания сечения стружки и углов резания,
обусловленные вибрациями, и ряд других возбудителей. Надежный расчет узлов
проектируемого сганка на виброустойчивость в отношении колебаний не резонанс-
ного характера пока еще не разработан.
Опыт показывает, что крутильные колебания шпинделей имеют для работы
станка много меньшее значение, чем колебания от изгиба; поэтому расчет на кру-
тильные колебания обычно не нужен
Критические скорости шпинделя или вала, т. е. те скорости, при которых число
оборотов вала в секунду равно угловой частоте его собственных поперечных коле-
баний, определяются с помощью методов, рассматриваемых в курсе „Теоретиче-
ская механика", или графических приемов, основанных на этих методах. Так как
ось вращения каждой из де,алей, сидящих на шпинделе или на валу, составляет
угол с первоначально прямой осью вала, то возникают гироскопические моменты,
в результате чего в сечениях этою вала действуют из1ибающие моменты. При
вычислении критических скоростей гироскопические влияния не всегда пренебре-
жимо малы.
На частоту свободных поперечных колебаний вала влияет ряд факторов: попе-
речные и продольные силы (изгиб вала), передаваемый крутящий момент (скру-
чивание вала), размеры подшипников и зазоры в них, трение в окружающей среде
(вал в масляной ванне), характер посадок деталей, сидящих на валу, и т. д. Влия-
ние некоторых факторов, например перерезывающих сил, легко учесть при построе-
нии упругой линии оси вала — исходной линии при графическом способе опреде-
ления критической угловой скорости шкр. Влияние осевой (продольной) силы Рос,
вызывающей дополнительный прогиб вала можег быть учтено поправочным коэ-
фициентом, на который должно быть умножено значение <о,;р, найденное в пред-
положении Рос = 0. Этот коэфициент вычисли тся
по формуле
(49. 28)
Знак плюс относится к случаю
минус — к случаю, когда Рм —
влияние пгюдолыюй силы на
где Ркр — критическая сила продольного изгиба,
растягивающей силы (Рос уменьшает прогиб), знак
сжимающая сила. Исследования показали, что
критическую скорость зависит от величины последней п с увеличением ее падает.
По этой причине, а также вследствие влияния на Ркр жесткости опор, поправка
по формуле (49.28) является лишь приближенной.
Поправочные коэфициенгы, учитывающие влияние на <окр других факторов,
либо еще не установлены, либо известны только для простейших идеализирован-
ных случаев.
Чтобы избежать явлений резонанса, угловая скорость о> вращения вала должна
быть ниже или выше критической Теоретически безразлично, будет ли мкр : <n > 1
или < 1. Практически же, поскольку числа оборотов шпинделя обусловлены
380
Шпиндели, ваны и их опоры
эксплуатационными требованиями и, следовательно, изменения могут относиться
лишь к о^р, выгодно при прочих одинаковых условиях принимать шкр < а>; это
дает возможность не ограничивать допускаемые прогибы больше, чем это требуется
другими соображениями (см. стр. 355) Если, однжо, величины прогибов уже сильно
ограничены требованиями к точности работы станка (шпиндель), к правильной
работе зубчатых передач и подшипников, то приходится принять ">кр > и>. Для не-
обходимого увеличения жесткости вала нередко достаточно сравнительно неболь-
шого увеличения его диаметра. Иногда оказывается более удобным ставить доба-
вочную опору.
Учитывая неточности определения m,.pt обусловленные влиянием факторов, не
поддающихся учету при вычислении «>кр, можно рекомендовать следующие сред-
ние практические соотношения:
0,25-=-0,3
to
(49. 29)
Определив wKp сек-1, тем самым находят и критическое число оборотов вала
30
в минуту: '
Мкр — я —- 9,55 -ч)Ар.
§50 . ТИПЫ ОПОР, ПРИМЕНЯЕМЫХ В СТАНКАХ. ВЫБОР ТИПА ОПОР
ДЛЯ ШПИНДЕЛЕЙ И ВАЛОВ
Опоры шпинделей и валов в станках должны обеспечивать в течение длитель-
ного времени и при всех числах оборотов и нагрузках вала достаточную точность
движения в радиальном и осевом направлениях. Отсюда вытекают следующие тре-
бования к опорам шпинделей и ответственных валов станков:
а) Точность радиального и осевого направления. Она должна быть особенно
высокой для опор шпинделей, ходовых винтов, валов делительных механизмов,
притом тем большей, чем выше требования к точности изделий, обработанных на
станке. Для выполнения указанного требования рабочий зазор в опоре должен
быть очень малым.
б) Приспособляемость к переменному режиму работы во всем диапазоне чисел
оборотов и нагрузок, возможных при использовании станка.
в) Долговечность порядка 8000---10 000 час. для опор скольжения; это отвечает
примерно двухсменной работе ст. н.<а в течение двух лет. Для подшипников каче-
ния нормальная долговечность принимается равной 5000 час.; однако иногда при-
ходится идти и на много меньшие значения ее, если недостаток места не позволяет
применить подшипники с требуемым коэфициентом работоспособное!и или — в опо-
рах очень быстроходных шпинделей— подшипники специальной конструкции. Впро-
чем, и последние нередко не избавляют от необходимости замены подшипников
после каждых 3—4 мес. работы. Это обстоятельство необходимо учитывать при
разработке конструкции опор.
г) Достаточно малые габариты опор в соответствии с располагаемым для них
местом.
д) Простота регулирования зазоров в опоре.
е) Простота сборки и разборки. Соблюдение этого требования особенно важно
при малой долговечности опоры.
ж) Экономичность изготовления и эксплуатации.
В современных станках применяются опоры обоих основных типов — скольже-
ния и качения. Выбор типа опоры зависит от настолько большого числа факторов,
что общее решение этого вопроса в смысле предпочтительности одного или
другого типа невозможно. Часто оба решения практически равноценны, и конструк-
тивная задача одинаково хорошо решается в двух вариантах — с опорами сколь-
жения и с опорами качения. Большими преимуществами последних являются
меньший, как правило, габарит, возможность приобретения на стороне, большая
Типы опор, применяемых в станках 381
простота монтажа, а часто также уплотнения и смазки. Некоторый недостаток их —
шум, производимый подшипниками качения при высоких числах оборотов, и не-
достаточная иногда виброустойчивость. Что касается точное! и подшипников каче-
ния, то в настоящее время она настолько высока, что допускает установку шпин-
делей наиболее точных станков, например, резьбошлифовальных, на шарикопод-
шипниках. Нужно, однако, иметь в виду повышенную сюимоечь подшипников ка-
чения всех классов точности выше нормальной (стр. 400).
Названные преимущества подшипников качения, с одной стороны, и необходи-
мость примененья цветных металлов для изготовления ответственных подшипников
скольжения — с другой, объясняют ясно выраженную тенденцию к вытеснению опор
скольжения в станках подшипниками качения. В конструкциях станков для точных
работ часто предпочитают монтировать шпиндель в опорах скольжения, а все осталь-
ные валы коробки скоростей — в опорах качения, считая, что подшипники сколь-
жения в опорах шпинделя обеспечивают лучшую чистоту обработанной поверхности.
Однако исследования показывают, что это мнение о преимуществах подшипников
скольжения не всегда обосновано.
При выборе типа опор для шпинделей и валов проектируемого станка можно
руководствоваться следующими общими правилами.
Подшипники качения нормальной точности могут с успехом применяться в опо-
рах всех вообще валов, точность движения которых в радиальном и в осевом
направлениях не влияет на точность обработки изделий (валы редукторов, коро-
бок скоростей, коробок подач, вспомогательных кинематических цепей, систем
управления); шпинделей станков, предназначенных для грубой, предварительной и
вообще не особенно точной и чистой обработки, и всех сiанков для заготовитель-
ных операций (пил отрезных, центровочных станковФ Вопрос о применении под-
шипников качения нормальной или специальной точности в опорах шпинделей точных,
высокоточных и вообще всех станков для окончательных операций должен решаться
на основании сопоставления: а) допускаемой неточности изготовления изделия по
каждому параметру и б) влияния на отдельные параметры изделия радиального и
осевого биений шпинделя, обусловленных погрешностями опор.
Выбор решается в пользу опор качения в конструкциях, где при малом рас-
полагаемом месте для опор усилия, действующие на шпиндель, незначительны
(шпиндели внутришлифовальных станков, малых, а нередко и средних круглошли-
фовальных, малых токарных, многошпиндельных сверлильно-расточных станков
агрегатного типа).
В опорах очень тихоходных валов малого диаметра можно часто применять
подшипники скольжения простейшей конструкции — в виде цельных втулок из
обычного или из антифрикционного чугуна; возможное!ь такого конструктивного
решения должна быть проверена расчетом. Для валов систем управления эта про-
верка не нужна.
Одно из важнейших преимуществ подшипников качения — возможность получе-
ния их со стороны — отпадает, если диаметр шейки шпинделя ити вала настолько
в лик, что серийные подшипники соответствующего размера в ГОСТ отсутствуют.
В подобных случаях по необходимости приходится применять, как правило, опоры
скольжения, особенно если проектируемый станок — единичного или мелкосерий-
ного производства. Некоторые станкозаводы считают все же выгодным ставить
подшипники качения даже в тех случаях, когда они должны быть изготовлены по осо-
бому заказу. Нужно, однако, учитывать необходимость иметь в запасе подшипники
качения таких больших размеров, иначе авария их приведет к выходу станка
из строя на долгий срок.
При конструировании опор шпинделей станков, предназначенных для наиболее
точных работ, необходимо принимать во внимание следующее обстоятельство. В под-
шипниках скольжения МНО1ИХ конструкций рабочая температура устанавливается не
скоро, иногда лишь через 1 -1 ’/2 часа после пуска оанка; поэтому для того, чтобы не
приходилось пускать станок задолго до начала смены, должна быть предусмогрена
энер!ичная циркуляция через подшипник масла в таком количестве, которое дос га-
382 Шпиндели, валы и их опоры
точно для отвода теплоты трения. Эта задача может быть решена также приме-
нением специальной конструкции подшипников (см. § 51, Б, 4) или особым устрой-
ством для охлаждения опоры в виде окружающих ее каналов и камер, через ко-
торые насос непрерывно прогоняет воду или масло.
§ 51. ОПОРЫ СКОЛЬЖЕНИЯ В СТАНКАХ
А. Материалы подшипников скольжения
При назначении материалов, из которых должны быть изготовлены подшип-
ники скольжения шпинделей и валов проектируемого станка, нужно иметь в виду
следующие общие положения:
а) Необходимо соблюдать максимальною экономию в расходовании цветных
металлов, и поэтому везде, где это допускают условия работы, применять под-
шипники, либо не содержащие этих металлов, например из антифрикционного чу-
гуна, либо содержащие лишь небольшое количество их. В большинстве случаев
можно обойтись биметаллическими (двуслойными) вкладышами, которые предста-
вляют собой стальной корпус, залитый тонким слоем бронзы. Применение их
в ряде отечественных станков позволило уменьшить расход бронзы в 4 — 6 раз
(иногда значительно больше), а стоимость подшипника — в 2,5 — 3,5 раза. Как пока-
зал опыт, биметаллические втулки обладают к тому же и важным эксплуатацион-
ным преимуществом — они в 2,5—3 раза долговечнее подшипников с толстым слоем
заливки [12].
Толщина слоя бронзы в биметаллических втулках для подшипников станков
составляет после заливки не более 4—5 мм, после механической обработки 0,8—
1 мм.
Везде, где применения бронзы избежать нельзя, следует обходиться, по воз-
можности, безоловянистыми бронзами. Необходимость применения оловянистой
бронзы из вторичных металлов должна быть всегда подтверждена расчетом, убе-
дительными опытными или эксплуатационными данными.
б) Для длительного сохранения точности вращения шейки в подшипнике твер-
дость шейки и качество отделки поверхностей шейки и вкладыша имеют значение
не меньшее, чем материал вкладыша; поэтому конструктор должен указывать на
чертеже класс, а если возможно — и разряд чистоты поверхностей шейки вала и
подшипника (ГОСТ 2789-51 и нормаль станкостроения Н84-10, 1949 г. „Чистота
поверхностей деталей станков").
Если учесть, что нагрузка, разрывающая масляную пленку между поверхно-
стями шейки и вкладыша, тем больше, чем выше чистота этих поверхностей, то
становится понятным значение качества их отделки для износостойкости опоры.
Это особенно важно для опор шпинделей и тех валов, от которых требуется дли-
тельное сохранение точности вращения, например делительных валов.
в) При надлежащей по качеству и количеству смазке потери на трение в опоре
практически не зависят or материалов шейки и вкладыша при прочих одинаковых
условиях.
г) При жидкостном трении в опоре материалы шейки и вкладыша имеют по
понятным причинам много меньшее значение, чем при смешанном трении.
В современном станкостроении для изготовления подшипников скольжения при-
меняют главным образом следующие материалы:
1. Бронзы, а) Оловянистые типа Бр.ОФ 10-0,5 для наиболее ответственных
подшипников (шпинделей, ходовых винтов, валов делительных колес). Нормаль
станкостроения МТ31-1 (1949 г.) рекомендует применять этот сплав при удельных
давлениях порядка р — 100 кг/см2 и окружных скоростях до v = 8 м/сек и при
работе с ударами. Бронза Бр. ОС 8-14 предназначается для применения в ответ-
ственных подшипниках при v 5 м/сек, бронзы Бр. ОЦС 6-6-3 и ОЦС 5-5-5—для
работы в паре с закаленными шейками шпинделей при р • v < 40 кг/см* -м/сек и
•о = 3-4-6 м/сек, бронзы Бр. ОЦС 4-4-17 и ОЦС 5-7-12 — для вкладышей подшип-
ников при р • v < 50 кг/см‘-м/сек и v : 6 м/сек.
Опоры скольжения в станках
383
Из числа безоловянистых медных сплавов действующие нормали станкострое-
ния рекомендуют:
б) Свинцовистую бронзу Бр.СЗО с 27 — 33% РЬ (остальное Си и малые
примеси), которая при отливке в кокиль обладает после остывания до 20° твердо-
стью 77/;io,-юоо,зо = 25. По нормали МТ31-3 (1949 г.) она пригодна для заливки под-
шипников шпинделей при v примерно до 10 м/сек и (/; и)|пах 100 кг/см" • м/сек.
Твердость шейки должна быть не ниже /?с — 45.
в. Большой интерес для станкостроения представляют алюминиевожелезистые
бронзы (БАЖ) с содержанием Ре 2 — 4%р AI 8 — 11,8%, Си—остальное.
Исследования сплавов БАЖ двух марок (Г'е 3—3,5°/0, А1 10—1О,5°/о, aefJr =
= 45-~-55 кг/мм2, /7я=130-н160 и Ее 3,7—4°/0, А! 11—11,3%. <за сж — 55 -~
-4-65 кг/мм2, Hl; = 170~~ 180), произведенные в СССР, и опыт п| именения их
во втулках и подшипниках станков завода „Станкокочструкция“ с 1936 г. дали на-
столько хорошие результаты, что имеются все основания для рекомендации этих
бронз взамен оловянистых (нормаль МТ31-2, 1949 г.). Они обладают большой
прочностью и особенно высокой износостойкостью при работе в паре с термически
обработанной сталью с /?ц>45 Бронза Бр. А>1< 8,15-2,9 может работать в сопря-
жении и с незакаленными шейками. Алюминиевожелезистые бронзы пригодны для
вкладышей подшипников при условии гтП1ах ~ 2 -н 2,5 м/сек и (р г»)1пах = Й0 ~
-е 100 кг/см2-м/сек, в зависимости от марки сплава.
2. Баббиты. Высокая стоимость оловянистых баббитов, неспособность их
выдерживать сильные толчки и опасность серьезной аварии при чрезмерном на-
гревании и выплавлении баббитовой заливки из подшипника, что особенно угро-
жает опорам быстроходных шпинделей, объясняют ограниченное применение баб-
битов в подшипниках станков. Чаше всего они встречаются в опорах шпинделей
больших диаметров (тяжелые токарные и расточные станки, специальные станки
для артиллерийского производства!, а также в высокоточных станках.
Достоинства баббитов — хорошие ашифрикционные качества, способность
успешно работать в условиях полусухого трен, я, в паре с незакаленной шейкой
и хорошая прирабатываемость. Эти качества, равно как и безопасные для сплава
удельное давление и окружная скорос1ь шейки, повышаются с увеличением со-
держания олова в сплаве. Существуют, однако, и низкооловянистые баббиты, допу-
скающие большое удельное давление при сохранении хороших эксплуатационных
качеств. Для примера можно ук.загь на сплав, содержащий РЬ 82 — 86°/0, Sn 5—
7°/0, Sb 9 —11%, Си <.0,25%. выдерживающий давления до 125 кг/см2.
Нормаль станкостроения МТ35-1 содержит марки баббита Б16 с Sn 15 —17°/в
(77,по coo во = 80) и низкооло! янистый баббит БН6 с Sn 5 —7°/0 и Ni 0,5—1,5°/0
(Нц = 26). Они предназначаются для з!ливки облужеиш х крупных подшипников
тяжелых и средних станков и пригодны до (р• и)П!ах ~ 80 кг/см2 м/сек, рП1ах~
si. 30 кг/см2 — при работе в сопряжении с сырой шейкой и (р-г/)тах~ 120 кг/см2 X
X м/сек, /ЛПах~50 кг/см2— с закаленной шейкой.
Баббит заливают во втулку или вкладыш из чугуна или стали.
В целях экономии бабой га толщину заливки следует назначать возможно ма-
лой. Эго вполне выполнимо в подшипниках станков, так как все валы, а осо-
бенно шпиндели конструируют настолько жесткими, что деформации их незначи-
тельны. При центробежной залиьке возможно достигнуть толщины 1 мм и меньше.
3. Чугуны. В ряде случаев подшипники из цветных металлов могут быть
заменены чугунными. Необходимы лишь тщательная отделка щальной закалиной
шейки и вкладыша и достаточная жесткость вала, исключающая кромочное да-
вление.
В качестве материала для подшипников наиболее подходит чугун твердостью
Нр> = 160 :- 180, Особенно благоприятные результаты были получены при приме-
нении двух разработанных ЦнИИТМАШ марок перлитового антифрикционного чу-
гуна: Ц-1 (СОЙИ(3,2-3.6%, Si 2,2 - 2,4%, Мп 0,6- 0,9%, Р 0,15-0,20%, S <
<0,12%, Ст 0,20-0,35%, Ni 0,3-0,4%, Си 0.15 — 0,2%, А1 0,10-0.15%>
и Ц-2 (состав тот же, но без Си и А1; содержание Si подбирается в зависим
384
Шпиндели, валы и их опоры
мости от толщины стенок отливки). Эти чугуны, получившие применение в под-
шипниках некоторых станков на наших заводах и включенные в ГОСТ 1585-42
и нормаль станкостроения МТ23-1 (марки СЧЦ-1 и СЧЦ-2), могут быть использо-
ваны примерно при следующих условиях работы:
v м/сек -С..............5 3 2 1
Ртах кг/см* = .............. 3 5 6,3 12,5
Нормаль МТ23-1 ограничивает применение этих антифрикционных чугунов
окружной скоростью Uraax = 2 м/сеК, причем при 17 = 1-4-2 м/сеК (р-г»)п1ах =
= 20 кг/смг м/сек, а при очень малых v (десятые и сотые доли м/сек) допу-
скает удельные давления порядка 200 — 300 кг/см2 и выше.
Подшипники из антифрикционных чугунов требуют надежной смазки и хоро-
шего отвода ее вместе с продуктами износа. Они плохо переносят резкие толчки
и удары. Большое значение для успешной работы чугунных подшипников имеют
также конструкция и крепление вкладыша, чистота трущихся поверхностей, дли-
тельность и режим приработки.
4. Прочие материалы. Помимо указанных выше, в опорах станков нахо-
дят некоторое применение и другие материалы.
Втулки из пористых металлокерамических сплавов используются в таких ме-
стах, куда затруднен подвод смазки; благодаря пористости такие втулки впиты-
вают до 25 —35°/0 масла и могут работать без смазки очень длительное время.
Недостаток пористых бронз — сравнительно высокое содержание олова (около 10°/в).
Железографитовые втулки могут работать без смазки при р < 2,5 кг/см2 и v <
< 2,5 м/сек (по опытам ЭНИМС). Необходимо учитывать, что металлокерамиче-
ские втулки и вкладыши изготовляются штамповкой и поэтому при слишком ма-
лом масштабе производства экономически невыгодны.
Большой интерес для станкостроения представляют подшипники из антифрик-
ционных алюминиевых сплавов, более дешевых, чем подшипниковые бронзы и
оловянистые баббиты, и более экономных в отношении расхода дефицитных ме-
таллов. Количество подшипниковых Al-сплавов в настоящее время довольно ве-
лико. Испытания советских сплавов алькусии как в лабораторных, так и в эксплуа-
тационных условиях дали благоприятные результаты. На одном из наших боль-
ших заводов алькусии был применен в подшипниках ряда станков — токарных,
револьверных, фрезерных и сверлильных; достаточно длительная эксплуатация
показала, что эти подшипники не уступают подшипникам из оловянистой бронзы.
Очень хорошие результаты получились при применении алькусиновых подшип-
ников в опорах шпинделей ряда тяжелых токарных станков.
При пользовании такими подшипниками шейки шпинделей должны быть обяза-
тельно закалены 45 =—501 и чисто отделаны.
Нормаль станкостроении МТЗЗ-1 (1949 г.) содержит лишь одну марку альку-
сина для подшипников — алькусин D(Cu 7,5—9,5*/0, Si 1,5 — 2,5°/0, Ге < 1,8и/0,
остальное А1) с = 60-4-70. Нормаль указывает в качестве границы при-
менения этого сплава (рт/)тах •= 40=-50 кгjсм2 м/сек, причем должно быть v <
•С 5 м/сек и р >; 20 кг/см1. Шейка шпинделя или вала должна быть закалена
ДО Re 45.
При конструировании опоры из алюминиевого сплава толщину стенок вкла-
дыша нужно брать малой — от 3 до 8 мм, в зависимости от диаметра шейки.
Брать ее равной 25 — 30 мм. как делают некоторые станкозаводы, нет надобно-
сти. Зазор в подшипнике из Al-сплава должен быть больше, чем в бронзовом.
Чтобы избежать кромочного давления, отношение длины вкладыша к его внутрен-
нему диаметру должно быть по возможности не более 1:1. По этой же при ине
алюминиевые вк .адышн должны быть обработаны с наибольшей возможной чи-
стотой.
Не получили пока сколько-ни'удь значительного распространения в станках
подшипники из пластмасс, рекламируемые некоторыми заграничными фирмами:
Опоры скольжения в станках
385
такие подшипники разбухают от масла, не позволяют назначать малых радиаль-
ных зазоров, а поэтому в качестве опор шпинделей станков, как правило, непри-
годны.
Осевые давления, действующие на шпиндель или па вал, воспринимаются
в современных станках преимущественно упорными подшипниками качения. Под-
пятники скольжения применяются в станках все реже, притом главный образом
в малых станках. В качестве материалов в таких подпятниках используется боль-
шей частью цементованная и закаленная сталь в сочетании с бронзой. Последняя
часто может быть заменена чугуном.
Б. Конструкции опор скольжения
В соответствии с формой шейки и способом регулирования зазора вкладыши
подшипников скольжения, применяемых в современных станках, имеют одну из
следующих форм: 1) цилиндрическую внутри и снаружи; 2) цилиндрическую внутри
и коническую снаружи; 3) коническую внутри и цилиндрическую снаружи.
В виде исключений встречаются вкладыши также других, более сложных форм.
Регулирование подшипников производится большей частью периодически от
руки. Непрерывное регулирование осуществляется с помощью пружин или гидра-
влического давления на отдельные части разъемного вкладыша.
1. Вкладыши цилиндрические внутри и снаружи. Простейшим
видом вкладышей этого рода являются цельные нерегулируемые втулки. Они на-
ходят применение в качестве опор тихоходных (например, в механизмах подач) или
редко работающих валов, т. е. в случаях, когда износ настолько незначителен,
что замена подшипника может потребоваться лишь после длительного периода
работы. Размеры таких втулок, изготовляемых из чугуна или бронзы, стандарти-
зованы (ГОСТ 1978-13). Отношение длины втулки к внутреннему диаметру лежит
обычно в пределах 1 — 2; иногда оно доводится до 3 с целью уменьшения удель-
ного давления. Наружная поверхность обрабатывается соответственно посадке Пр13,
если не предусмотрено крепление винтом и т. п., и по посадке Н при наличии
крепления.
На некоторых наших станкозаводах нормализованы биметаллические (корпус —
из стали марок Ст. 3 или 15) втулки для подшипников [13]. Они вписываются
в габариты чугунных втулок по ГОСТ 1978-43.
Невозможность регулировать зазор в подшипниках этой простейшей конструк-
ции ограничивает использование их в ответственных опорах станков.
Для возможности регулирования подшипника со вкладышем цилиндрическим
внутри и снаружи последний изготовляют разъемным, обычно из двух частей:
перемещая в радиальном направлении подвижной вкладыш, можно изменять вели-
чину зазора.
В большинстве случаев подшипники рассма:риваемого типа регулируются с по-
мощью либо крышки и двух—четырех болтов, либо группы нажимных и оатяжных
болтов. Первая конструкция показана на фиг. 352, пример второй конструкции
приведен на фиг. 353 (задний подшипник шлифовального шпинделя круглошли-
фовального станка). Болтами 5 нижний вкладыш прочно притянут к корпусу
бабки. Точное направление верхнего вкладыша в корпусе дается шпонкой 3, ко-
торая скреплена с этим вкладышем двумя винтами, а в нижнем вкладыше — сту-
пенчатой формой стыков 4. Регулирование вкладышей производится посредством
болтов 1 и 2. Для этого следует отпустить болт 2 и затем подвинтить нажимные
болты / настолько, чтобы шпиндель еще можно было вращать от руки. После
этого болты 1 фиксируют контргайками и, подвинчивая болт 2, притягивают
шпонку 3, а вместе с ней верхний вкладыш к болтам /. В стыках 4 между вкла-
дышами помещены прокладки, препятствующие утечке, масла
Недостатки ручного регулирования подшипников вызвали появление конструк-
ций, в которых зазор в опоре выбирается автоматически и непрерывно, как это
сделано, например, в конструкции по фиг. 354, примененной с успехом в ряде
моделей шлифовальных станков отечественных станкозаводов. В верхней части
25 Ачеркаи 1386
386
Шпиндели, валы а их опоры
Фиг. 354.
Опоры скольжения в станках
387
корпуса 2 подшипников расточены цилиндры 3, в которых находятся поршни 5
и 7. Через подушки 4, привинченные к верхним вкладышам 1, эти поршни при-
жимают последние к шейкам шпинделя благодаря тому, что в полости 6 нахо-
дится масло под давлением. Масло подается в эту полость насосом 13 по трубо-
проводу с шариковым невозвратным клапаном 14. Клапан 15, нагруженный пру-
жиной, позволяет регулировать давление в системе. Масло, которое прохо-
дит через клапан 14, используется для смазки подшипников (3 — контрольные
стекла)
Подпятник 9 нагружен давлением масла через поршень 10. Невозвратный кла-
пан 12 создает гидравлический буфер, не допускающий осевой игры шпинделя.
Для выпуска воздуха из системы предусмотрены винты 11.
Подшипники этой конструкции и несколько модифицированные, с тонкой мед-
ной мембраной между масляной камерой и поршнями, в эксплуатации хорошо
зарекомендовали себя. Один из наших заводов разработал и применил конструкцию
гидравлического подшипника, отличающуюся от описанной тем, что поршеньки
имеют сферическое дно. Кроме того, пригонка поршеньков к цилиндрам впритирку
заменена свободной посадкой, что возможно благодаря наличию мембраны.
Благодаря тому, что верхний вкладыш описанного подшипника постоянно под-
жимается к шейке с определенным заранее выбранным давлением, в опоре авто-
матически поддерживается нормальная величина зазора, и работу на станке можно
начинать сразу после его включения в начале смены, не ожидая разогрева опоры
до стабильной температуры.
Сложную задачу представляет устройство для регулирования подшипников шпин-
делей очень тяжелых станков, в которых приходится ожидать быстрого износа
опор и обусловленного им большого смещения шпинделя. В подобных случаях
необходимо предусмотреть возможность регулирования положения шпинделя в не-
скольких направлениях. Пример решения показан на фиг. 355, изображающей
передний подшипник тяжелого токарного станка. Подшипник состоит из четырех
частей. Регулирование положения шпинделя производится посредством клиньев 1,
2 и 3.
Для воспринятия осевых давлений, действующих на шпиндель или вал, необхо-
димы отдельные подпятники качения или скольжения. Первые применяются очень
часто (см. фиг. ниже); что касается подпятников скольжения, ю, как уже было
упомянуто, они имеют в современных станках лишь ограниченное применение.
Заслуживает внимания вопрос о расположении подпятников. Если поместить
их с наружных сторон обоих подшипников, то тепловое удлинение вала во время
работы вызовет осевую игру его. Расположение подпятников с внутренних сторон
обоих подшипников привело бы к изгибу нагревшегося вала и чрезмерной пере-
грузке опор. Особенно опасно последнее расположение для шпинделей с насажен-
ным ротором, где возможна серьезная авария вследствие бокового изгиба шпин-
388 Шпиндели, валы и их опоры
деля и уменьшения до нуля воздушного зазора между ротором и статором. Сле-
довательно, при расположении подпятников с внутренних сторон обоих подшип-
ников надо назначать такой осевой зазор, чтобы при разогревании подшипников
до рабочей температуры осевой зазор, оставшийся после удлинения вала на вели-
чину 12-10 eZ-А/ мм (I — расстояние между подпятниками в мм, txt — раз-
ность температур вала и корпуса подшипника в рабочем состоянии), не превышал
осевой игры, допускаемой техническими условиями.
Целесообразнее всего располагать оба подпятника у одного из подшипников
либо с одной стороны его (двухсторонний подпятник), либо по обе стороны. Тех-
нологически и в отношении удобства регулирования обе конструкции примерно
равноценны. Что касается расположения подпятников у переднего, заднего или
среднего (в случае трехопорного вала) подшипника, то этот вопрос решается
в каждом случае в соответствии с тем, что более приемлемо: удлинение шпинделя
(или вала) вперед при расположении подпятников у задней или у средней опоры
или некоторое увеличение общей длины передней опоры в случае расположения
их у переднего подшипника.
2. Вкладыши цилиндрические внутри и конические снаружи.
Более часто применяются в сочетании с цилиндрическими шейками шпинделей
вкладыши с конической наружной поверхностью, зазор в которых регулируется
относительным осевым перемещением подшипниковой втулки и корпуса. Такие под-
шипники встречаются в станках почти всех типов, особенно часто в шлифоваль-
ных, благодаря некоторым эксплуатационным преимуществам перед подшипниками
скольжения с внутренней конической и наружной цилиндрической поверхностью
(см. стр. 390—391).
Одна из простейших конструкций этого типа изображена на фиг. 356. Вкла-
дыш надрезан вдоль трех (или двух) образующих и разрезан вдоль четвертой
(соответственно — третьей); надрезы и прорезь располагаются по окружности
вкладыша симметрично.
При затягивании такого пружинящего вкладыша с помощью одной или двух
круглых гаек в конической расточке корпуса или вставленной в корпус стальной
втулке вкладыш сжимается. Цилиндрическая внутренняя поверхность вкладыша не-
сколько искажается, т. е. в результате регулирования такого подшипника создаются
неблагоприятные условия для его работы, и износ вкладыша происходит в первое
время после регулирования особенно быстро. Этот недостаток подшипников рас-
сматриваемого типа может быть ослаблен различными способами. В конструкции
подшипника токарного станка по фиг. 357 это достигается тем, что боковые
грани 5 прорези вкладыша, расположенной вверху, сделаны наклонными. В про-
резь вставлены два болта с клиновидными головками 2. После того как посред-
ством гаек 1 осевое положение вкладыша отрегулировано, гайками 3 затягивают
предварительно отпущенные болта, которые теперь своими головками 2 распирают
вкладыш, плотно прижимая его к конической поверхности втулки 4. Благодаря
этому внутренняя поверхность вкладыша принимает форму, близкую к поверхности
кругового цилиндра.
Вредное влияние искажения формы вкладыша на работу опоры может быть
ослаблено увеличением числа надрезов. Для примера на фиг. 358 показан попе-
речный разрез переднего подшипника шлифовального шпинделя плоскошлифоваль-
ного станка модели СК-371: биметаллическая втулка имеет здесь надрезы через
каждые 15°.
Отклонение внутренней поверхности вкладыша от формы кругового цилиндра,
сопутствующее регулированию, своебразно используется в подшипнике для шпин-
делей высокоточных станков. Идея, лежащая в основе этой конструкции, поясняется
схематически фиг. 359, а и б. Вкладыш опирается на корпус двумя выступами
(фиг. 359, а), в третий выступ упираются концы болтов, пропущенных через этот
корпус. При завинчивании болтов вкладыш упруго деформируется так, что масля-
ный зазор принимает форму, утрированно изображенную на фиг. 359, б. Такое
устройство позволяет сделать зазор в подшипнике очень малым, порядка 1 или 2 мк.
Фиг. 360.
390
Шпиндели, валы и их опоры
В действительном выполнении вкладыш этого подшипника имеет снаружи кониче-
скую форму (фиг. 360, подшипник шлифовального шпинделя универсального резь-
бошлифовального станка модели ММ582). Для регулирования вкладыша служит
гайка, навинчиваемая на его трапецоидальную резьбу.
Опытное исследование подшипника, изображенного на двух последних фигурах,
показало, что при обильном охлаждении опоры установленный в начале зазор 2 мк
оставался неизменным до 5000 об/мин, следовательно, регулирование зазора в покое
может быть одинаковым независимо от числа оборотов шпинделя. Подшипник
хорошо работал при наибольшем давлении масла в зазоре 75 ати и общем давле-
нии до 550 кг при указанных выше значениях зазора и скорости шпинделя. Однако
деформация корпуса подшипника оказалась в последнем случае настолько большой,
что зазор во время работы возрастал вдвое — с 2 до 4 мк. Отсюда следует, что
для успешной работы такого вкладыша корпус подшипника должен быть очень
жестким. При соблюдении этого условия подшипники описанного типа работают
хорошо и в особенности пригодны в качестве опор шпинделей станков шлифо-
вальных, алмазно-токарных, доводочных и т.п., вообще — быстроходных станков,
работающих при давлениях резания не выше примерно 100 кг. Наименьший зазор
можно брать в этих случаях настолько малым — порядка 2 — 3 мк, что радиальное
биение шпинделя будет удовлетворять наиболее строгим требованиям.
Конический снаружи вкладыш может быть вставлен непосредственно в коническую
расточку корпуса (см. фиг. 356) либо монтирован в чугунной или стальной втулке,
запрессованной <Пр1ж) в цилиндрической расточке корпуса (см. фиг. 357). С точки
зрения технологии обработки предпочтения заслуживает чаще второй тип кон-
струкции — с промежуточной втулкой, так как точно расточить конические отвер-
стия в массивной чугунной отливке корпуса бабки труднее, чем во втулках. С дру-
гой стороны, применение запрессованных втулок в обеих опорах затрудняет
достижение соосности подшипников. Целесообразность того или другого решения
зависи! от формы корпуса бабки и от масштаба производства.
Регулирование подшипников с внутренней цилиндрической и наружной кони-
ческой поверхностью производится в большинстве случаев посредством двух круглых
гаек (см. приведенные выше фигуры).
При обычной конструкции регулировочного устройства, когда гайки навинчи-
ваются непосредственно на вкладыш и упираются в горцы корпуса или наружной
втулки, непараллельность торцов может привести к изгибу надрезанного вкладыша
при затягивании его. Этого можно избежать, применяя конструкцию по фиг. 361.
Резьба (квадратного профиля) нарезана здесь не на вкладыше, а на стал! ной втулке.
Благодаря небольшому радиальному зазору в резьбе гайки могут установиться
соответственно коническим торцевым поверхностям вкладыша.
Такая конструкция регулирования лучше обычной, но сложнее и дороже ее.
3. Вкладыши конические внутри и цилиндрические сна-
ружи.
Шпиндели станков, в том числе и точных, нередко конструируют с конической
передней шейкой; реже делают коническими обе шейки шпинделя. При этом вкла-
дыш подшипника принимает форму, показанную на фиг. 362: наружная поверх-
ность его — цилиндрическая, и надрезы отсутствуют, благодаря чему он обладает
большей жесткостью, чем при конструкциях по фиг. 356 и аналогичных ей. Регу-
лирование радиального зазора производится относительным осевым перемещением
шпинделя (и..и вала) и вкладыша. На фиг. 362 вкладыш неподвижен, перемещение
при регулировании получает шпиндель. В конструкции по фиг. 363 неизменным
остается осевое положение, шпинделя; для регулирования величины зазора в под-
шипнике служат две круглые гайки, навинченные на концы вкладыша.
Вследствие малой конусности рабочих поверхностей — от 1 : 30 до 1 : 10 —
также и здесь для воспринятия осевых усилий необходимы отдельные подпятники.
Некоторым недостатком опор этого вида, с конической рабочей поверхностью,
является то, что вследствие непостоянства окружной скорости вдоль конической
шейки обе трущиеся поверхности изнашиваются неравномерно. Кроме того, при
Опоры скольжения в станках
391
чрезмерном нагревании шейки возникает опасность ее заедания во вкладыше вслед-
ствие разности коэфициентов расширения материалов обеих этих деталей Поэтому
зазор в такой опоре должен быть несколько большим, чем в подшипниках с ци-
линдрической опорной поверхностью, что имеет иногда следствием недостаточную
точность вращения шпинделя. Из-за этого в опорах шпинделей точных и высоко-
точных станков предпочитают применять подшипники, цилиндрические внутри,
если принято решение монтировать шпиндель в опорах скольжения.
Существующие конструкции подшипников для шпинделей с коническими шей-
ками различаются главным образом способом регулирования, который отчасти
зависит от расположения и конструкции подпятников. Весьма распространена кон-
струкция с двумя гайками, расположенными по обе стороны вкладыша. Пример ее
приведен на фиг. 363.
Фиг. 361.
Фиг. 36?.
Фиг. 363.
Удобна конструкция опор шпинделя, примененная во многих токарно-винторез-
ных станках. Передний вкладыш шпинделя, залитый бронзой, вставлен
в цилиндрическую расточку стакана, скрепленного винтами с корпусом бабки, Для
осевого перемещения этого вкладыша служит гайка, предохраненная от осевого
перемещения кольцом. Благодаря такому у.тройству вкладыш легко перемещать как
в одну, так и в другую сторону. Отрегулировав подши.шик, гайку стопорят вин-
том. Так сконструирован, например, передний подшипник шпинделя станка 1Д62М.
Как и в случае цилиндрической шейки (см. фиг. 337), иногда оказывается
выгодным изготовить коническую шейку в виде втлки, закрепить ее на шпинделе
из более дешевой стали, затем довести поверхность шейки до требуемых размеров
и чистоты.
Иногда предпочитают на шпиндель насаживать бронзовую втулку, а вкладыш
делать стальным и закаливать. При условии правильного подбора материалов этих
деталей изнашивается, притом равномерно по всей окружноои, втулка. Стальной
вкладыш срабатывается медленно и сохраняет правильную форму кругового конуса
дольше, чем при противоположном выборе материалов шейки и вкладыша.
Как упоминалось выше, зазор в подшипнике можно регулировать перемещением
либо вкладыша, либо шп. нделя (или вал)) в соответствующую сторону. Сравне-
ние обоих этих способов регулирования показывает, что предпочтительнее первый,
допускающий более быструю и точную устало ку жел емой величины зазора.
В остальном достоинства оооих способов регулирования примерно уравновеши-
ваю । ся
Для воспринятая осевых усилий, действующих на шпиндель или вал с кониче-
ской шейкой, применяются такие же устройств;, как для валов с цилиндрическими
шейками, посю-льку возможности в эю.м отошеили конической шейки обычно
в рас ет не принимаются.
Волне были рассмотрены подшипники скольжения преимущественно для гори-
зонтальных валов. Сказанное ои остыся в основном ак.ке к подшипникам верти-
ка. ьных шпинделей и валов. Конструктивные |а линия в обоих случаях обусло-
влены различ ыми по отношению к рабочим поверхностям направлениями сил веса
вала и сидящих на нем деталей; нолюму, например, отношение l:d для подшип-
392
Шпиндели, валы и их опоры
ников вертикальных валов часто можно брать большим, чем для горизонтальных,
не опасаясь кромочного давления. С другой стороны, при конструировании таких
подшипников нужно уделять особое внимание системе смазки; иначе усиленная
утечка смазочной жидкости под влиянием собственного веса может привести к пере-
греву подшипника; поэтому дополнительное охлаждение опор вертикальных шпин-
делей встречается в станках чаще, чем охлаждение горизонтальных опор.
Понятно, что при проектировании подпятников вертикальных шпинделей и валов
нужно принимать в расчет наряду с действующими на вал внешними усилиями
силы веса. В особенности это относится к валам тяжелых станков (шпиндели
карусельных, плоскошлифовальных, тяжелых вертикально-фрезерных, колонны
радиально-сверлильных станков и т. п.).
Для защиты подшипников скольжения от пыли, эмульсии или воды, которые
могли бы проникнуть в подшипник снаружи, и для предупреждения утечки из него
масла применяют уплотнения тех же типов, что и для уплотнения подшипников
качения (см. стр. 419), за исключением лабиринтных.
4. Подшипники скольжения специальных конструкций.
С целью повышения устойчивости радиального положения вращающегося шпинделя,
для чего относительный радиальный зазор в его подшипниках должен быть воз-
можно малым, в опорах шпинделей станков для точной обработки применяют
иногда подшипники специальных конструкций.
Одна из них, хорошо зарекомендовавшая себя на практике, показана на фиг. 364,
представляющей разрез шлифовальной бабки бесцентрово-шлифовального станка
модели 3180.
Как видно из сечения по Е — F, подшипник имеет пять сегментных вкладышей
(колодок), симметрично расположенных вокруг шейки шпинделя. Центральный угол
каждого вкладыша — 48°, промежутков между ними ~ 24°. Два нижних вкладыша
не регулируются в радиальном направлении, а от осевого перемещения удержи-
ваются запрессованными в корпус штифтами 1. Остальные три вкладыша в перед-
ней опоре шпинделя поджимаются каждый тремя винтами, находящимися в одной
плоскости; как видно из продольного разреза, средний винт имеет хвост, который
заходит в соответствующее отверстие вкладыша и не позволяет ему перемещаться
в осевом направлении. В заднем подшипнике вкладыши самоустанавливающиеся
(один винт).
Опоры скольжения в станках 393-
Когда шпиндель вращается, между его шейкой и вкладышами создаются прак-
тически независимые масляные клинья. Радиальные давления со стороны этих клиньев
на шпиндель достигают 35—40 ати и обеспечивают неизменное положение оси
шпинделя, не допуская его игры. Давление масла в камере подшипника поддержи-
вается на уровне 0,25—0,5 ати при помощи специальной системы, чтобы преду-
предить засасывание воздуха.
Как показал опыт использования снабженных такими подшипниками станков
мощностью от 2,2 до 55 кет при числах оборотов шпинделя от 1000 до 10 000
в минуту, эксплуатационные качества таких опор практически не зависят от мате-
риала вкладыша (бронзы, пластмассы и др.) и шейки, поскольку трение в под-
шипнике жидкостное.
Та же идея лежит в основе конструкции трехвкладышных подшипников, изо-
браженных на фиг. 365 (разрез по шпинделю высокоточного плоскошлифовального
станка модели 3740). Каждый из биметаллических вкладышей пришабрен здесь
к шлифованной и доведенной шейке шпинделя. Наружная поверхность вкладыша
имеет кривизну, несколько большую кривизны внутренней поверхности стакана,
в котором расположены вкладыши; поэтому они имеют возможность самоустана-
вливаться. Масло нагнетается в подшипники лопастным насосом, расположенным
на заднем конце шпинделя.
Благодаря большому гидродинамическому давлению, создаваемому масляными
клиньями внутри таких многовкладышных подшипников, обеспечиваются самоцен-
трирование шпинделя, высокая точность и устойчивость его вращения, а также
хороший отвод тепла маслом, непрерывно прогоняемым через подшипники.
Опыт эксплуатации и эксперименты показали, что смещения оси шпинделя,
вращающегося в подшипниках этого типа, в несколько десятков раз меньше, чем
шпинделей с обычными подшипниками скольжения в опорах, и почти не зависят
от величины усилия шлифования.
Подшипники этого типа с успехом применены в ряде моделей шлифовальных,
станков отечественного производства.
В. Указания по расчету опор скольжения для шпинделей и валов
Как известно из курса „Детали машин", везде, где это возможно, следует
конструировать, обрабатывать и смазывать опоры скольжения таким образом, чтобы
во время установившегося движения вала трение в нем было жидкостным. В этом
случае износ рабочих поверхностей шейки и подшипника (или пяты и подпятника)
происходит лишь в периоды разгона, торможения и реверсирования, т. е. в тече-
ние коротких периодов смешанного трения. Также и потери энергии в опоре при
жидкостном трении меньше, чем при смешанном.
Однако жидкостное трение в опорах шпинделей и валов металлорежущих стан-
ков далеко не всегда возможно: на род трения в опоре влияют не только кон-
структивные параметры и чистота рабочих поверхностей шейки и вкладыша, сорт
смазки и температура, установившаяся в опоре, но также величина и характер
действующих усилий. Толчки и удары в опоре могут периодически уменьшать
толщину масляной пленки настолько, что характер трения становится смешанным.
В таких условиях работают, например, подшипники шпинделей во время обработки
заготовок с неравномерным припуском, шпинделей затыловочных станков и т. д.
Если, однако, наименьшая толщина масляной пленки в опоре, колеблющаяся под
действием толчков нагрузки, остается все время больше критической величины, то
жидкостное трение возможно и при этих условиях работы.
Нельзя рассчитывать на жидкостное трение в тех (не частых) случаях, когда
шейка совершает качательные движения в опоре, как, например, в специальных
станках для обточки фасонных кулачков.
Напротив, вполне возможно обеспечить жидкостное трение при установившемся
вращении таких шеек, нагрузка на которые остается постоянной или колеблется
в узких пределах. Это относится прежде всего к станкам для отделочных опера-
394
Шпиндели, валы и их опоры
Фиг.
Опоры скольжения в станках
395
ций (алмазно-токарные и расточные, шлифовальные, притирочные, полировальные,
станки для сверхчистовой отделки), далее к станкам, предназначенным только для
чистовых работ, наконец, к сверлильным станкам.
Условия работы подшипников при жидкостном и при смешанном трении совер-
шенно различны, поэтому различны для обоих случаев и методы расчета. Отсюда сле-
дует, что для определения необходимых параметров подшипника скольжения нужно
црежде всего выяснить характер трения в нем при установившемся движении.
Жидкостное трение, если только оно вообще не исключается характером нагрузки
опоры, возможно лишь в том случае, когда поверхности шейки и подшипника
разделены непрерывным слоем смазочной жидкости, т. е. когда при установив-
шемся движении вала соблюдается условие
> Нх max + н2 тах> (51. 1)
где Л# — толщина слоя смазки в месте наибольшего сближения поверхностей шейки
и подшипника (в наиболее узком месте зазора); и /У2шах — наибольшая высота
шероховатостей (неровностей) на поверхностях шейки, соответственно — подшип-
ника.
Пусть d — диаметр шейки в см; D — диаметр подшипника в см; s = (D — d) —
средний диаметральный зазор в см; I — длина опоры в см; р — среднее удельное
давление в подшипнике в кг/см2; п — число оборотов в минуту шпинделя (или
вала); р.—динамический коэфициент вязкости смазочной жидкости в кгсек)м2. Тогда
для имеющей практическое значение области отношений = величина йв
может быть вычислена по известной формуле
Если обозначить здесь — = (множитель, учитывающий влияние на й0 ко-
нечной длины шейки) и выразить Ао, d, I и s — D — d в мм, а р и р. попреж-
нему в кг/см2 (ати) и кгсек/м2, то последняя формула примет вид
, and- - . , „ и a-n-d-
А» = ,,-------=5,4-10~® трг—-;----г мм> (51- 3)
0 18jbOU-(ZJ — dpp-к i.D -d) p-к ’ v 7
а условие (51. 1) жидкостного трения
Ао = 5,4-1О-в-{77^)^т>/71шах + //2п)„. (51.4)
Величины, которые входят в эту формулу, определяются следующим образом.
Динамический коэфициент вязкости масла
0.043Е.в , , /41 «п
= (oirF кгсек1м ' <51- 5)
где t—ожидаемая температура масла в подшипнике в °C (Zmai ss 90°, но лучше
ио возможности придерживаться /тах 75е); Е50 — вязкость масла в градусах
Энглера при температуре 50е; берегся из соответствующего ОСТ или ГОСТ.
Потери на трение в опоре с увеличением вязкости масла возрастают. С другой
стороны, из формулы (51. 4) видно, что чем меньше зазор (D— d) и больше
число п об/мин, тем меньшим может быть при прочих одинаковых условиях коэ-
фициент вязкости pt смазочной жидкости без нарушения жидкостного трения.
Полому лля смазки подшипников шпинделей быстроходных станков для отделоч-
ных операций, а также высокоточных станков всех типов, т. е. при 1000 об/мин
и D — 6/^0,004-^0,010 мм, применяют масла малой вязкости — примерно
3—4°Е?0. При еще меньших зазорах лучше пользоваться смесью керосина с маслом
или даже чистым керосином, внутреннее трение которого очень низко: при / = 20°
динамический коэфициент вязкости керосина и. = 2-10 ‘1 кгсе/с/м2.
396
Шпиндели, валы и их опоры
Числа п об/мин шпинделя или вала известны из кинематического расчета. Если
Р
п — переменно, причем соответственно изменяются и значения р = , то зна*
чения й0 следует определять для nmln, «max и двух-трех промежуточных значений.
Средний диаметральный зазор
S === D d 2/У‘2тах.) 27/1 ,пах)
— Du3M du3M + 2(/Д max + th max), (516)
где dU3M, DU3M — получаемые измерением диаметры шейки и подшипника.
Из формулы (51.4) видно, что для обеспечения надежности расчета следует
брать для разности (D — d) наибольшее значение ее, т. е. диаметр D —- с верхним
отклонением, d — с нижним отклонением от номинального размера. Для регули-
руемых подшипников шпинделей диаметральный зазор не сохраняет постоянного
значения; поэтому для них приходится принимать величину s = D — d, указывае-
мую опытом эксплуатации станков, принадлежащих к одной группе с проектируе-
мым станком или сходных с ним в отношении условий работы шпинделя. Ориен-
тировочно можно указать следующие средние значения s для подшипников
шпинделей:
Высокоточные станки...........................s = 0,504 до 0,010 мм
Шлифовальные станки...........................s = 0,010 до 0,015 „
Токарные станки нормальной точности...........s = 0,015 до 0,025 »
Револьверные станки, токарные автоматы и полу-
автоматы ..................................s = 0,020 до 0,025 „
Фрезерные и сверлильные станки нормальной точ-
ности ..................................... л = 0,020 до 0,030 »
Значения 5 относятся к рабочему состоянию опоры, которому отвечает устано-
вившаяся температура; в холодном состоянии зазор должен быть соответственно
больше.
Величины /71 шах и fhmax зависят от технологии обработки их, а также от
материалов, принятых режимов обработки, состояния инструмента, жесткости кре-
пления при обработке и некоторых других факторов; поэтому данные относительно
величин //1Шах и /Угтах для одних и тех же процессов обработки колеблются
в относительно широких границах. По этой же причине зависимость между величи-
ной /7шах, с одной стороны и параметрами Нск и Нср, характеризующими по ГОСТ
2789-51 степень чистоты поверхности (в зависимости от класса чистоты),— с другой
не может быть точно выражена одной формулой для всех случаев. По исследо-
ваниям д-ра техн, наук П. Е. Дьяченко, приближенно tima, = 3,88//^, где Wmax и Нск
выражены в микронах. Значение Нск находится в указанном ГОСТ.
Более узкие границы Н\тах и Н>тах можно установить путем снятия профи-
лограмм с пробных изделий, обработанных на соответств} ющем оборудовании того
завода, на котором будет изготовляться проектируемый станок. Если это невоз-
можно, то по необходимости приходится брать средние значения Н1 и Н2, указывая
притом на рабочих чертежах шпинделя (вала) и подшипника требуемый класс
(а по возможности и разряд) чистоты их рабочих поверхностей поГОСТ 2789-51.
Среднее расчетное удельное давление р вычисляется по формуле
р = Та кг!см*> (51.7)
где Р— радиальная нагрузка опоры в кг; d и I — размеры в см.
Для коэфициента X можно принимать:
при /:d=0,75 1 1,25 1,5 2 2,5 3 4
А« 5,5 4,0 2,9 2,4 1.9 1,6 1,5 1,4
Опоры скольжения в станках
397
Из неравенства (51. 4) следует, что жидкостное трение в подшипнике будет
иметь место (если оно вообще возможно) при средних удельных давлениях
р<5,4-Ю-6—-----—---------------кг/слР, (51.8)
(^-Д)-Х-(Я1шах + //2гам) 1 ’
следовательно, при всех величинах радиальной нагрузки Р=р кг
—в мм), удовлетворяющих условию
5 4.10-8----------
(D — (Г)-Р (//i max + /Л max)
опоры (/ и
(51.9)
или иначе
Р
п
5 4.10-8---------f ______ —
’ (D - d>H/Amas-|- "2 max)
кг. чин.
(51. 10)
Вычислив значения Р,Иах, соответствующие различным числам п об/мин шпин-
деля, можно с помощью последней формулы установить, при каких п опора будет
работать в условиях жидкостного трения. В большинстве случаев наибольшее зна-
Р
чение — отвечает наименьшему числу оборотов в минуту.
Результаты расчета опоры на жидкостное трение рекомендуется проверить на
опытной модели станка в условиях, близких к эксплуатационным (особенно, если
речь идет о серийном станке) или по крайней мере на стенде: колебания высоты
микронеровностей, неточности сборки узла „шпиндель—-опоры', изменение зазора
в подшипнике при нагревании его во время работы, деформации шпинделя под
нагрузкой и пр. могут существенно повлиять на действительный характер трения
в опоре.
Если приведенные выше условия жидкостного трения в опоре не удовлетво-
ряются или оно заведомо исключено самим характером работы опоры, то в под-
шипнике имеет место смешанное трение.
В принципе следовало бы производить также проверочный расчет подшипников
скольжения на нагрев исходя из требования, чтобы установившаяся температура
подшипника при наиболее тяжелом режиме работы не превосходила некоторой
известной из опыта величины. Однако такой расчет по тепловому балансу еще не
может быть произведен с достаточной точностью ввиду того, что коэфициент
теплоотдачи может быть определен при проектировании лишь весьма приближенно.
Поэтому уравнение теплового баланса опоры может быть использовано лишь для
приблизительной оценки эксплуатационной надежности спроектированного подшип-
ника, и для суждения о ней в практике широко распространено пользование кри-
терием p-v (см. ниже).
Для расчета подшипников скольжения при смешанном трении обычно исходят
р
из среднего (условного) удельного давления р = , где Р> Р, I п d имеют те же
значения, что и выше. Этот способ расчета основан на допущении, что ввиду
очень малой разности диаметров вкладыша и шейки нагрузку несет половина гео-
метрической поверхности вкладыша, причем удельное давление р одинаково по
всем радиальным направлениям. Надежность работы подшипника считается обес-
печенной, если р С ртах, где наибольшее допустимое значение ртах зависит от
материала вкладыша, отчасти и от твердости шейки, и от окружной скорости v
последней.
Величины ртах установлены главным образом путем наблюдений, в некоторой
степени — лабораторными испытаниями. Зависимость ртах от v изучена еще недо-
статочно; наиболее распространена эмпирическая формула (р-тОтах = С’, иногда
пользуются также соотношением (p-vm)mm — С, где m <( 1. Последняя зависимость,
требующая меньшего снижения р с увеличением скорости, отражает действитель-
ную связь между этими величинами ближе, нежели гиперболическая зависимость
398
Шпиндели, валы и их опоры
(P ^)max= С. Однако отсутствие достаточно проверенных значений показателя т
вынуждает пользоваться последней зависимостью, т. е. считать т—\.
Для проверочного расчета подшипников, работающих в условиях смешанного
трения, можно пользоваться значениями (р-ц)тах, указываемыми для некоторых
подшипниковых сплавов в ОСТ и ГОСТ, для других — в нормалях станкостроения
(См. § 51, А).
§ 52. ОПОРЫ КАЧЕНИЯ В СТАНКАХ
Как уже упоминалось, подшипники качения применяются в опорах шпинделей
и валов современных станков чрезвычайно широко. Существует немало моделей
станков, все вращающиеся части которых монтированы на таких подшипниках.
Вследствие этого в станках некоторых моделей количество подшипников качения
исчисляется многими десятками (см., например, фиг. 366, изображающую развертку
многошпиндельной коробки одного из агрегатных станков отечественного завода),
а иногда и сотнями.
Для валов коробок скоростей, коробок подач и большинства других узлов
станков применимы подшипники качения нормального класса точности — класса Н
по ГОСТ 520-45. На таких же подшипниках можно монтировать также шпиндели
сверлильных станков. Для опор шпинделей других станков, а также делительных
валов необходимы подшипники с меньшим радиальным и осевым биением, чем
у подшипников класса Н. Это достигается применением подшипников одного из
семи остальных классов точности по ГОСТ 520-45 и уменьшением зазоров в под-
шипниках посредством специальных приемов (см. ниже).
В опорах валов, не требующих точного вращения, можно ставить шарико- и
роликоподшипники пониженной точности — классов НО и О по ГОСТ 4793-49.
А. Выбор типа подшипников качения
В станках находят применение подшипники качения всех видов — шариковые,
роликовые цилиндрические (двухрядные подшипники этого типа имеют особенно
большие достоинства в качестве опор шпинделей), роликовые конические и иголь-
чатые. Как и в Дру1их машинах, выбор типа подшипника для определенною места
Опоры качения в станках 3 99‘
в станке зависит прежде всего от направления, величины и характера нагрузки,
действующей на опору, от числа оборотов в минуту подшипника и от желаемой
долговечности. Специфическими для станков факторами, влияющими на этот выбор
при проектировании опор шпинделей, валов делительных устройств и ходовых
винтов, являются требования высокой точности, большой жесткости и отсутствия
вибраций. При большом числе подшипников качения в станке и применении их
в опорах быстроходных шпинделей и валов имеет важное значение, кроме того,
и шум, производимый подшипниками и утомляющий слух рабочих, обслуживающих
этот и соседние станки, что не должно допускаться.
Влияние указанных факторов на выбор типа подшипника сводится к следующему.
1. Влияние направления и величины нагрузки и числа обо-
ротов в минуту. При направлении нагрузки, перпендикулярном к оси подшип-
ника, например, в опорах валов с прямозубыми цилиндрическими колесами, следует-
применять, как правило, радиальные подшипники — шариковые, цилиндрические-
роликовые или игольчатые.
Для воспринятая усилий, направленных вдоль оси подшипника, приспособлены
упорные подшипники, ординарные при усилиях, действующих всегда в одну сторону,
и двойные, если направление осевых усилий может изменяться на противополож-
ное. Если осевое усилие, действующее в одном из направлений, незначительно,
оно может восприниматься радиально-упорным или даже соответственно подобран-
ным радиальным подшипником. В подобных случаях можно ограничиться ординарным
упорным подшипником, воспринимающим основное осевое усилие.
При действии на опору одновременно радиального и осевого усилий (подшип-
ники шпинделей токарных, расточных, фрезерных, сверлильных и многих других
станков, валы с коническими зубчатыми колесами, червячные валы и т. д.) можно-
применять в зависимости от величины осевого усилия: а) комбинацию из радиаль-
ных подшипников шариковых, роликовых цилиндрических или игольчатых и упор-
ного шарикоподшипника; б) радиально-упорные подшипники шариковые или кони-
ческие роликовые; в) радиальные шарикоподшипники с предварительным натягом.
Возможность каждого из этих решений пронеряе1ся расчетом, вообще же первое
из них уместно, а иногда и единственно возможно при осевом усилии, превы-
шающем радиальное, второе — при осевом усилии примерно того же порядка
величины, что радиальное, а третье решение — при осевом усилии, меньшем
радиального.
При высоких числах оборотов подшипника — примерно от 10 000 в минуту
и выше — особое значение приобретает сепара гор. Он должен быть точно уравно-
вешен, гнезда для шариков должны быть очень чисто отделаны.
Из материалов для массивных сепараторов наилучшие — латунь и текстолит,
далее следуют мягкая сталь и, наконец, алюминий. Подшипники с текстолитовыми-
сепараторами применяются с успехом в опорах шпинделей многих высокоточных,
и быстроходных станков различных типов, иногда до d-n 5 105, где d — в мм.
При применении в сепараторе специального сплава и интенсивной смазке с отсо-
сом удалось добиться значения d n^ 15- 1(>Б Эго имеет важное значение для быстро-
ходных станков с весьма высокими числами оборотов шпинделя.
Некоторое применение в опорах быстроходных шпинделей нашли бессепаратор-
ные шариковые и роликовые подшипники.
2. Влияние требуемой точности вращения и точности осе-
вого положения шпинделя или вала. Возможности применения в опо-
рах станков подшипников качения различных классов точности определяются допу-
сками, установленными для них ГОСТ 520-45.
Для опор валов редукторов, коробок скоростей, коробок подач, м ханизмов.
быстрых ходов, систем управления и т. п пр годны подшипники класса Н.
Для шпинделей (кроме иногда сверлильных) эти подшипники недостаточно точны,,
как это видно из сравнения величин допускаемою радиального биения для шпин-
деля по ОСТ и ГОСТ .Нормы точности и методы испытаний станков, а для под-
шипников класса Н — по ГОСТ 520-45.
400
Шпиндели, валы и их опоры
Эти подшипники непригодны также для опор валов делительных колес, валов
сменных колес делительных цепей винторезных и зуборезных станков и устройств
аналогичного назначения.
Для указанных случаев применяют, как правило, подшипники качения повышен-
ного (П), высокого (В), прецизионного (А), сверхпрецизионного (С) и промежуточ-
ных (ВП, АВ, СА) классов точности с бСлее строгими допусками по важнейшим
размерам, радиальному и боков му биению. Для шпинделей большей части станков
точность подшипников класса В и особенно А вполне достаточна. Подшипники
класса С бывают необходимы лишь для шпинделей наиболее точных станков. При
выборе класса точности подшипников качения нужно обязательно учитывать их
Фиг. 367.
стоимость: опа определяется для подшипников различных классов точности следую-
щим образом, если принять цену подшипника класса Н за единицу:
О НО Н П ВП В " АВ А СА С
0,9 1 1 1,5 2,5 3 4,5 6 9 12
Нужно, кроме того, помнить, что каждый из повышенных и высоких классов
точности распространяется не на все, а лишь на определенные типы шарико- и
роликоподшипников.
В некоторых случаях, когда по допускаемому радиальному биению шпинделя
нужно было бы ограничиться подшипниками, например, класса В, предельное осе-
вое биение шпинделя вынуждает назначать подшипники более высокого класса А.
Высокая точность подшипников качения сама по себе еще недостаточна, чтобы
обеспечить требуемую точность вращения шпинделя, делительного вала и т. п.: для
этого наряду с отсутствием игры внутри подшипников необходима соосность поса-
дочных поверхностей под все подшипники данного вала; поэтому расточку этих
поверхностей нужно вести по возможности с одного установа.
Для осевого фиксирования стандартных подшипников можно применять особые
детали, например в виде фланцевых втулок и крышек и т. п. Особенно удобны
в этом отношении подшипники с упорным буртом на наружном кольце (подшип-
ники 67000 по ГОСТ и аналогичные шариковые) или стопорным кольцом, закла-
дываемым в кгнавку наружного кольца (шарикоподшипники 50000 по ГОСТ).
Пример применения таких подшипников показан на фиг. 367 (шпиндель горизон-
тальнофрезерного станка).
Помимо соосности посадочных поверхностей под подшипники необходимо также,
чтобы овальность шейки в месте посадки внутреннего кольца подшипника и оваль-
ность расточки в корпусе под наружное кольцо были возможно малыми.
Б. Специальные типы подшипников качения, применяемые в станках
Специфические требования к опорам шпинделей в отношении их жесткости,
точности вращения, виброустойчивости и пр. привели к созданию подшипников
качения, предназначенных специально или главным образом для опор шпинделей.
Помимо рассмотренных ниже шарикоподшипников с внутренним натягом (стр. 403)
к этой группе относятся:
Опоры качения в станках
401
1. Шпиндельные однорядные шарикоподшипники, которые по
своей конструкции представляют тип, промежуточный между радиальным и радиально-
упорным (фиг. 368). Один из бортов наружного кольца сделан у этих подшипни-
ков настолько низким, что между кольцами
можно поместить число шариков большее, чем
в радиальном шарикоподшипнике. Шпиндельный
подшипник может воспринимать осевые усилия,
направленные лишь в одну сторону; поэтому такие
подшипники монтируются в опорах шпинделей
обычно парами. После сошлифовывания одного
горца наружного кольца и противоположного
торца — внутреннего и затяжки пары подшипников
при монтаже (фиг. 368, а и б) они получают
внутренний натяг.
Шпиндельные шарикоподшипники могут вос-
принимать более значительные осевые нагрузки,
чем радиальные шариковые. Они применяются
также в опорах быстроходных шпинделей при
числах оборотов примерно до 40 000 в минуту
(подшипники серии 36200).
Фиг. 369.
2. Цилиндрические шпиндельные роликоподшипники
типа 3182100 с двумя рядами коротких роликов, расположенных
в сепараторе в шахматном порядке. Они обладают достоинствами,
которые делают их особенно пригодными для опор быстроходных
и точных шпинделей, а именно: высокой точностью благодаря возмож-
ности регулировать их внутренний зазор или натяг; большой жест-
костью, которая обусловлена большим числом роликов и шахматным
расположением их; при-
годностью для довольно
высоких чиселоборотов—
до 7000 в минуту при
внутреннем диаметре d =
= 50 мм, до 3500 в ми-
нуту при d — 100 мм и
т. д.; простотой регули-
ровки, которая произво-
дится перемещением вну-
треннего кольца подшип-
ника по конической (ко-
нусность 1:12) шейке
шпинделя. Кроме того,
ширина их несколько
меньше, чем двух однорядных роликоподшипников того же диаметра. Эти подшип-
ники, как и двухрядные цилиндрические роликоподшипники нормальной конструк-
ции, предназначаются специально для опор главных
шпинделей станков; см., например, фиг. 369,
278, 280 и др.
3. Безжелобные шарикоподшипники,
применяются иногда в тех случаях, когда шпиндель
должен иметь возможность некоторого осевого
перемещения. Желобки могут отсутствовать либо
на обоих кольцах, либо на одном из них (фиг. 370,
шпиндельный пятирядный шарикоподшипник для
Иглах ~ 60 000 об/мин).
В операх наиболее быстроходных внутришлифовальных шпинделей находят при-
менение магнетные шарикоподшипники без внутреннего кольца; дорожка качения
Фиг. 370.
26 Ачеркан 1386
402
Шпиндели, валы и их опоры
обрабатывается в этом случае непосредственно на валу. От одного из колец при-
ходится, впрочем, отказываться иногда и при подшипниках качения других типов
из-за недостатка места, чтобы иметь возможность увеличить диаметр шпинделя,
в многошпиндельных станках с малым расстоянием между осями шпинделей.
В. Применение сферических и игольчатых подшипников,
подшипников с предварительным натягом
Самоустанавливаемость подшипников может потребоваться либо в опорах валов
сравнительно малой жесткости, либо при недостаточно строгом совпадении осей
посадочных поверхностей под опоры вала. Последнее может быть следствием, напри-
мер, обработки этих поверхностей не с одного установа. Как шариковые, так
и роликовые сферические подшипники (ОСТ 6266-39 и 6771-39) могут
воспринимать осевые усилия, не превышающие примерно 20°/о неиспользованной
допустимой радиальной нагрузки. Следовательно, они уместны главным образом
там, где точность положения вала не имеет практического значения, если притом
осевая нагрузка мала.
В опорах шпинделей сферические подшипники применяются в настоящее время
редко, главным образом—в опорах внутришлифовальных шпинделей для малых отвер-
стий; в этих случаях осевые усилия настолько малы, что применение сферических
шарикоподшипников допустимо и при О1сутствии подпятника. В других случаях
выбор подшипников этого типа обусловлен тем, что при габаритах, одинаковых
С однорядными радиальными шариковыми, они допускают несколько большую
нагрузку. Наконец, имеет значение и возможность некоторого уменьшения наруж-
ного диаметра подшипника по сравнению с однорядным шариковым за счет увели-
чения ширины колен. Пример такого конструктивного решения показан на фиг. 371,
изображающей опоры шпинделя тяжелого токарного станка. Втулка а между под-
шипниками передней опоры, удерживающая их внутренние кольца на определенном
расстоянии одно от другого, служит одновременно для уменьшения чрезмерно боль-
шой емкости камеры для консистентной мази.
Сферические подшипники применяются, наконец, в средних опорах шпинделей
ввиду невозможнссти или большей трудности достижения соосности всех трех опор
и не< бходимости поэтому обеспечить самоустанавливаемость средней опоры.
Примитяются в станках, хотя и не часто, также сферические двухрядные роли-
коподш пники с бочкообразными роликами (тин 3000 по ГОСТ).
Основное достоинство игольчатых подшипников (серий 74С00, 84000,
54000, 94000)—малые диаметральные размеры опоры, меньшие, чем при примене-
нии подшипников качения любою друтого типа для одинаковых условий работы.
Июльчатые подшт пники хорошо работают при числах оборотов до п = 6000-г-
-т-8000 в минуту, а при отсутствии толчков и очень малых нагрузках могут удо-
влетворительно работать и при п ~ 50100 -г- 60 000 в минуту. Однако при высо-
Опоры качения в станках
405
его или заменить, если это нужно, втулкой,
довести до желаемого размера легче, чем
вращения чрезмерной
Фиг. 373.
ких п эти подшипники нагреваются при одинаковых условиях работы сильнее, чем
шариковые, так как во время работы иглы также скользят, а не только катятся по
дорожкам качения. По этой же причине и коэфициент трения игольчатых подшип-
ников выше, чем у всех других подшипников качения.
При низких скоростях игольчатые подшипники безопасно выдерживают очень
высокие нагрузки.
В станках находят применение как комплектные игольчатые подшипники с обоими
кольцами (типы 74000 и 54000 по ГОСТ), так и подшипники с одним лишь наруж-
ным кольцом (типы 84000 и 94000
по ГОСТ). Нередко можно обойтись
и без обоих колец, располагая на-
бор роликов непосредственно между
поверхностью шейки шпинделя или
вала и поверхностью корпуса или
втулки детали. Твердость поверхно-
стей качения должна быть при этом
не ниже /?с = 60, а лучше Rc =
= 62 ч-64; только при условных
(средних) удельных давлениях р <
10 кг[см2 эти поверхности могут
быть оставлены сырыми. Поэтому
для шпинделей и других точно вра-
щающихся валов отказ от наружного
кольца практически нецелесообразен:
технологически выгоднее сохранить
внутреннюю поверхность которой
гнездо под подшипник в самом корпусе. Пример такой конструкции показан на
фиг. 372, изображающей переднюю опору шпинделя одного из станков отече-
ственного производства.
Для устранения чрезмерного радиального зазора целесообразно делать втулку
регулируемой.
Воспринимать осевые нагрузки игольчатые подшипники не могут. Для предот-
осевой игры роликов используются либо заплечики и уступы
вала, либо стальные кольца, ограничивающие иглы с торцов.
Игольчатые подшипники очень удобны для монтажа
деталей, вращающихся на валу или на оси вхолостую, напри-
мер холостых шкивов, натяжных и направляющих роликов
и звездочек, паразитных зубчатых колес, сателлитов, роли-
ков, катящихся по кривым автоматов, и т. п.
Спелью увеличения жесткости опор шпинделей в станках
применяют наряду с предварительным нааягом подшипников
стандартных конструкций (см. стр. 406) также шарико-
подшипники с внутренним натягом, обусловлен-
ным самой конструкцией подшипника. Благодаря уменьшению
внутренних зазоров в таких подшипниках не только возрастает
жесткость системы „шпиндель—опоры", но и уменьшается
опасность возникновения поперечных колебаний шпинделя.
Наиболее употребительны двухрядные шарикоподшипники с внутренним натягом.
Ниже показаны две наиболее распространенные в станках конструкции.
Наружное кольцо шарикоподшипника по фиг. 373 состоит из двух частей, что
облегчает создание в под пипнике натяга желаемой величины. Рабочая поверхность
каждой части этого кольца имеет коническую форму, профиль желобков внутрен-
него кольца состоит из двух пересекающихся дуг. Таким образом, каждый шарик
соприкасается с кольцами теоретически в трех точках (шарикоподшипник с трех-
точечным контактом) и совершает сложное вращательное движение, способствующее
равномерному износу поверхности шарика. Сепаратор сделан из пластмассы.
404
Шпиндели, валы и их опоры
Фиг. 374.
При сборке наружные кольца подшипника плотно прижимаются одно к другому,
благодаря чему осевая игра в подшипнике отсутствует. Подшипники этой конструк-
ции могут успешно работать при числах оборотов до 10000 —
65 000 в минуту в зависимости от размеров подшипника
Опыт применения их в опорах шпинделей ряда шлифоваль-
ных и алмазно-расточных станков подтвердил хорошие экс-
плуатационные качества их; по точности вращения, а особенно
жесткости они превосходят большинство шарикоподшипников
других типов с внутренним или устанавливаемым предвари-
тельным натягом.
На фиг. 374 показан двухрядный шарикоподшипник типа
56000 по ГОСТ с внутренним натягом. Кольца подшип-
ника — цельные.
Оба описанных подшипника могут воспринимать как
радиальные, так и осевые усилия.
Г. Число подшипников в одной опоре. Расположение
упорных подшипников (подпятников)
Число подшипников в опоре зависит от величины
нагрузки, располагаемого места и требуемой жесткости
опоры. Если диаметр подшипников ограничен размерами
корпуса (внутришлифовальные шпиндели и т. д.), то для
увеличения жесткости шпинделя нередко монтируют
три — пять шарикоподшипников в одной опоре (см., напри-
мер, фиг. 385). Благодаря тому, что при этом увеличи-
вается число элементов качения в опоре, уменьшается
опасность возникновения вибраций. Кроме того, приме-
нение нескольких подшипников качения в одной опоре
позволяет понизить требования к точности (к допускаемому
биению) каждого из этих подшипников. Как следует из
сказанного выше (стр. 400), это имеет большое значение.
При очень высоких числах оборотов диаметр подшип-
ников должен быть возможно малым, чтобы уменьшить
влияние центробежных сил на долговечность подшипников.
Это также делает иногда необходимым увеличение числа
шарикоподшипников в одной опоре.
Роликовые подшипники создают жесткость опоры
большую, нежели шариковые, благодаря линейному сопри-
касанию с кольцами; поэтому применять в одной опоре
больше двух роликоподшипников с целью увеличения
жесткости не следует—это почти не дает эффекта.
Чрезвычайно распространен в современном станко-
строении монтаж шпинделей и валов на конических роли-
коподшипниках. В зависимости от величин нагрузок на
опоры и требуемой жесткости ставят либо по одному
такому подшипнику в каждой опоре, либо по два кони-
ческих роликоподшипника в каждой из этих опор. Ти-
пичны в этом отношении конструкции, изображенные на
фиг. 259 (коробка скоростей револьверного станка модели
1А36), на фиг. 266 и др.
Если в одной опоре расположено несколько подшипников качения, то нагрузка
распределяется между ними неравномерно. Однако, чтобы не осложнять обработки
мест под подшипники, в большинстве случаев предпочитают ставить в одной опоре
подшипники одинакового диаметра, хотя долговечность их при этом будет неоди-
наковой (см., например, фиг. 375 — шпиндель расточного станка).
Опоры качения в станках 405
Относительно расположения подпятников сохраняет силу сказанное на стр. 387.
Если шпиндель (или вал) -- быстроходный или длительно работает без пауз, доста-
точных для остывания его опор, то упорные подшипники должны быть располо-
жены так, чтобы шпиндель был фиксирован в осевом направлении на возможно
коротком участке длины (см., например, фиг. 369).
При применении ралиально-упорных подшипников необходимость в отдельных
подпятниках отпадает; то же относится часто к случаям применения подшипников
с предварительным натягом, роликоподшипников конических, особенно — серий 27000
(с большим углом конуса), и сферических шариковых и роликовых.
Для быстроходных шпинделей и валиков станков, предназначенных для скорост-
ной обработки металлов, упорные шарикоподшипники стандартных размеров могут
оказаться непригодными (очень малая долговечность); в подобных случаях прихо-
дится обращаться к подпятникам жидкостного трения.
Д. Конструкции опор качения в станках
При проектировании комплекта шпиндель (или вал) с опорами надо иметь
в виду следующие общие щашла:
а) Конструкция должна допускать монтаж подшипников на шпинделе (на валу)
и в корпусе (в стакане, во втулке и т. п.) и демонтаж их без усилий, угрожаю-
щих посадочным поверхностям повреждением, либо такими остаточными дефор-
мациями, которые могут нарушить требуемый характер посадки.
б) Для того чтобы не могло произойти защемления шариков или роликов между
кольцами во время работы вследствие тепловых деформаций шпинделя (вала) или
действия осевых усилий, равно как при сборке комплекта вследствие неточностей
линейных размеров, необходимо оставлять всем подшипникам, кроме одного, сво-
боду небольших осевых перемещений (плавающие опоры). С этой целью у радиаль-
ных и сферических шарикоподшипников одно из колец должно быть оставлено
незакрепленным в осевом направлении Возможность закрепления обоих колец цилин-
дрических роликоподшипников зависит от конструкции подшипника: если ролики
могут перемещаться в осевом направлении относительно одного из колец, то можно
закрепить < ба кольца, в противном счучае — только одно из них.
1. Конструкции опор с шариковыми подшипниками. Простей-
шая конструкция таких опор — с одним стандартным однорядным шарикоподшип-
ником в каждой опоре — уместна в тех случаях, когда действующие на вал осевые
усилия малы или являются лишь случайными (валы коробок скоростей или подач
с прямозубыми цилиндрическими колесами», а величины радиальных усилий позво-
ляют ограничиться одним подшипником в каждой опоре. При применении шарико-
подшипников с глубокими канавками такая конструкция пригодна также для шпин-
делей при небольших радиальных и осевых усилиях и числах оборотов не свыше
примерно 1500 в минуту.
Большие усилия и необходимость предупреждения радиальной и осевой игры
заставляют применять шарикоподшипники двухрядные, радиально-упорные или
радиальные в сочетании с упорными, применять предварительный натяг, устанавли-
вать в одной опоре по два и больше подшипников или прибегать к комбинации
этих мер, либо, наконец, заменять шариковые подшипники роликовыми.
Чрезвычайно большое число встречающихся в практике современного станко-
строения конструктивных комбинаций шарикоподшипников в опорах валов, а осо-
бенно шпинделей затрудняет классификацию их вследствие многочисленности при-
знаков, по которым пришлось бы определять типы конструкций. Кроме того, нередко
в одной опоре, а тем более в нескольких опорах одного вала применяются шарико-
подшипник;; различных типов либо комбинации их с роликовыми или игольчатыми.
Возможные в различных случаях решения поясняются приведенными ниже при-
мерами.
а. Опоры с радиальными шарикоподшипниками. На фиг. 376
изображено устройшво опор шпинделя горизонтально-фрезерного станка с подвиж-
406
Шпиндели, валы а их опоры
ной головкой (она показана здесь в крайнем левом положении) для работы кон-
цевой фрезой. Основное усилие здесь — осевое, действующее вправо. Оно воспри-
нимается задним подшипником, наружное кольцо которого упирается в кольцевой
выступ крышки 7, точно отшлифованной по высоте. Гайка 2 фиксирует в осевом
направлении внутренние кольца обоих подшипников, оба маслоудерживающих
диска 3 и широкое зубчатое колесо 4. Наибольшее число оборотов шпинделя здесь
около 2000 в минуту.
Подобная простая конструкция
опор шпинделя возможна лишь
при малых радиальных и осевых
усилиях, как это имеет место в
приведенном станке (крепление
фрезы в цанге). Жесткость таких
опор мала, и при значителы ом
весе шпинделя и сидящих на нем
деталей эта конструкция вообще
непригодна для горизонтальных
шпинделей.
Работа таких опор может быть
улучшена применением предвари-
тельного натяга.
Основная цель создания в опо-
рах предварительного нагяга—
увеличение жесткости системы вал — подшипники. При неизбежных, хотя и очень
малых, колебаниях в диаметре шариков или роликов для устранения игры в подшип-
нике необходимо создание в нем некоторых начальных упругих деформаций. Вели-
чина предварительного натяга подшипников при неподвижном или вращающемся
вхолостую шпинделе должна быть выбрана с таким расчетом, чтобы во время
работы станка под полной нагрузкой усилия, действующие на шпиндель, не moi ли
полностью уничтожить натяг и восстановить зазоры
в подшипнике. С другой стороны, натяг не должен
быть чрезмерно велик: это повлекло бы сокращение
долговечности опоры вследствие того, что натяг приво-
дит к увеличению работы трения и температуры под-
шипника. Точно определить наивыгоднейшую величину
предварительного натяга расчетным путем при проек-
тировании станка невозможно, и эту задачу приходится
решать на практике путем последовательных проб.
Фиг. 377.
В современном станкостроении предварительный натяг используется главным
образом в опорах шпинделей станков высскоточных и нормальной точности. При-
менение его целесообразно также в опорах делительных валов зуборезных и резьбо-
нарезных станков и вообще всех валов, к жесткости и виброустойчивости которых
предъявляются высокие требования.
В шарикоподшипниках стандартных конструкций предварительный натяг, кото-
рый достигается относительным смещением колец однорядных сдвоенных шарико-
подшипников с расчетным углом контакта 26° (серии 46000) или 12° (серии 36000),
может быть осуществлен одним из следующих способов:
1. Посредством сошлифовывания обоих торнов внутреннего кольпа. Для этого
к последнему прилагают осевое усилье, равное желатмому усилию At предвари-
тельного натяга, и боковую поверхность внутреннею колта снимают шлифоваль-
ным кругом заподлицо с боковой поверхностью наружною колт ца (фиг. 377, а).
Ту же операцию повторяют со вторым торцом внутреннею колтца (4 иг. 377, б).
Если установить в опоре пару таких шарикоподшипников и затянуть их настолько,
чтобы соответствующие торцы обоих колец каждого подшипн ка находились в одной
плоскости, подшипники получают натяг, отвечающий осевому усилию Ло. Преиму-
щество этого способа — отсутствие необходимости в специальном подборе подшип-
Опоры качения в станках
407
между внутренними и наружными кольцами
Фиг. 378.
ников. На фиг. 378 показаны два варианта этой конструкции — с распорными
втулками одинаковой ширины (а) и без втулок (б) — в положении до затяжки
подшипников.
2. Посредством двух распорных (дистанционных) втулок или колец неоди-
наковой ширины, устанавливаемы
пары шарикоподшипников (фиг. 379).
Относительное осевое смещение ко-
лец шарикоподшипников после за-
тягивания до отказа собранного
таким образом комплекта обеспе-
чивает желаемый предварительный
натяг, величина которого зависит
от разности ширин распорных вту-
лок. Оба подшипника должны иметь
одинаковый внутренний зазор и оди-
наковую ширину колец, что аребует
специального подбора их. Распорные
не ниже 0,01 мм, торцы их — строго перпендикулярны осям, иначе предварительный
натяг приведет к увеличению биения шпинделя.
3. Если в предыдущей конструкции огкащгься от одной из распорных втулок,
следовательно, вместе с тем и от строго определенной величины предварительного
втулки должны быть обработаны с точностью
Фиг. 379.
ровать износ подшипников. Эта
натяга, то получится конструкция опоры,
представленная схематически на фиг. 380;
величину натяга здесь можно регулировать
по усмотрению посредством резьбовой
крышки 3, положение которой фиксируется
затем винтом 1 и медным или свинцовым
сухариком 2. Таким образом натяг можно
быстро регулировать в соответствии с усло-
виями работы станка, а также компенси-
операция требует большого опыта, так как
иначе можно „перезатянуть* опору.
4. Посредством цилиндрических винтовых пружин, работающих на сжатие,
или тарельчатых, нажимающих обычно на наружное кольцо шарикоподшипника.
Винтовые пружины должны быть расположены
симметрично относительно оси последнего и иметь
строго одинаковую высоту и модуль (усилие на
единицу осадки); следовательно, для каждой
опоры необходим подбор комплекта пружин. Реже
применяется для указанной цели винтовая пружина,
работающая на скручивание и нажимающая на
кольцо подшипника через посредство гайки.
Опыт показывает, что в опорах быстроходных
шпинделей жесткий натяг, получаемый с помощью
рсспорных втулок и т. п., довольно быстро
уменьшается; поэтому в таких опорах целесооб-
разнее создавать натяг посредством пружин.
Примеры конструкций опор с предварительно
натянутыми шарикоподшипниками приведены ниже.
Неравномерное распределение осевой нагрузки
скольких пружин, возможное при неодинаковых модулях их, избегнуто в конструк-
ции фиг. 381 (опора шли f овального шпинделя). Натяг двух радиальных ша-
рикоподшипников осуществляется здесь вин юной пружиной 3. Одним концом- она
закреплена в корпусе 1 шпинделя, другим — в крышке 2 с квадратной резьбой,
ввинченной в корпус. Гайка нажимает торцом на наружное кольцо заднего под-
шипника. Если пружина достаточно сильна, чтобы преодолеть трение в резьбе, то
408
Шпиндели, валы и их опоры
натяг подшипников поддерживается, несмотря на их износ, постоянным. Этот
принцип саморегулирования посредством пружин используется в опорах шпинделей
многих станков.
Конструкции с тремя и более шарикоподшипниками в одной опоре, применяются
особенно часто во внутришлифовальных шпинделях; они встречаются, однако,
и в других станках. Пример такой конструкции представлен на фиг. 382, изобра-
жающей шпиндель внутришлифовального станка. Внутренние кольца всех семи
радиальных шарикоподшипников закреплены на шпинделе в осевом направлении
гайками 1 и 6, фланцы которых служат
< 2 3
Фиг. 381.
одновременно разбрызгивающими кольцами.
В каждой опоре внутренние кольца раз-
делены узкими втулками. Наружные кольца
всех трех подшипников задней опоры в
осевом направлении свободны (резьбовая
крышка 5 служит только для уплотне-
ния); следовательно, эта опора восприни-
мает только радиальные усилия. Послед-
нее относится также к двум средним под-
шипникам передней опоры. Затягиванием
резьбовой крышки 2 можно создать натяг
только в двух крайних шарикоподшипни-
ках 3 и 4 передней опоры. Таким обра-
зом, осевые усилия, действующие на
ником 3, усилия противоположного
шпиндель влево, воспринимаются подшип-
направления — подшипником 4. Так как эти
усилия в данном случае очень малы, то упорные или радиально-упорные шари-
коподшипники здесь не нужны.
Для регулирования величины предварительного натяга крышкой 2 здесь необ-,
ходимо снять шлифовальный круг и гайку 7, что уменьшает опасность произволь-
ного регулирования опоры. Тепловые деформации шпинделя свободно происходят
в сторону его заднего конца.
б. Опоры с радиально-упорными и шпиндельными подшип-
никами. Подшипники этих типов могут воспринимать осевые усилия большие,
чем радиальные шарикоподшипники, и создать в них требуемый предварительный
натяг можно легче и точнее; поэтому они применяются в опорах шпинделей чаще,
чем радиальные шарикоподшипники. Ниже приведено несколько конструктивных
примеров.
На фиг. 383 изображена шпиндельная головка алмазно-расточного станка
отечеств, иной конструкции. В обеих опорах шпинделя (диаметр шеек 55 мм)
установлено по два однорядных неразъемных радиально-упорных шарикоподшип-
ника серии 36000, класса точности А. Для передней опоры отобраны подшипники
с минимальными отклонениями. Предварительный натяг с усилием Ао = 85 кг
создается здесь шлифованными и притертыми распорными кольцами а.
D передней (нижней) опоре шпинделя станка для шлифования направляющих
(фиг. 384) предварительный натяг пары радиально-упорных шарикоподшипников
достигается тем, что внутренняя распорная втулка несколько короче (на 0,06 мм)
Опоры качения в станках
409
наружной. Осевые усилия в обоих направлениях воспринимаются подшипниками
передней опоры.
Фиг. 385, изображающая шпиндель токарного автомата, иллюстрирует приме-
нение нескольких шпиндельных шарикоподшипников с предварительным натягом-
в одной опоре.
в. Опоры с шарикоподшипниками с внутренним натягом.
При применении шарикоподшипников этого рода (см. стр. 403) в опорах шпинде-
лей и валов отпадает надобность в деталях для регулирования натяга и упрощается
монтаж, как это видно из приведенных ниже примеров конструкций.
На фиг. 386 показан шлифовальный шпиндель на подшипниках специального
типа (сепараторы на чертеже не показаны; см. фиг. 373) для обработки отверстий
диаметром от 2,5 до 5 мм шлифовальным карандашом, закрепляемым в патроне,
Фиг. 383.
хвост которого крепится в шпинделе на резьбе 2. Шпиндель приводится во вра-
щение сжатым воздухом, впускаемым через отверстие 6 и сопло 5 и ударяющим
в лопатки колеса 4, которое закреплено на шпинделе. Скорость шпинделя регули-
руется путем дросселирования воздуха. Четыре канала 3, через которые уходит
воздух, разделены тонкими стенками, что способствует хорошему охлаждению
стального корпуса.
Для натяга подшипников служат гайки с контргайками 1. Задний подшипник
надежно уплотнен, передний предохранен от попадания извне грязи или пыли
потоком отходящего воздуха.
На фиг. 387 показано применение шарикоподшипника с внутренним натягом
в опоре вала, на котором заклинено коническое зубчатое колесо. Чтобы достигнуть
совпадения вершин начальных конусов пары сопряженных конических колес, обычно
применяют в качестве компенсаторов шайбы, сошлифовывая их до нужной тол-
щины при монтаже передачи. В данной конструкции такой компенсатор не тре-
буется, так как осевое положение вала 5 вместе со всеми сидящими на нем дета-
лями можно очень тонко регулировать без разборки комплекта. Для этого следует
лишь слегка отпустить винты 7, после чего можно повернуть на желаемую вели-
чину стакан 6, в котором закреплен в осевом направлении подшипник 4. При
вращении этсго стакана он будет ввинчивайся в гайку 2 Сили вывинчиваться из
нее), и весь вал с обоими зубчатыми колесами и радитльным шарикоподшипником 8
будет перемещаться в осевом направлении. Гайка 2 снабжена снаружи вырезами,
охватывающими винты 7, и поэтому не может вращаться. После того как поло-
жение вала отрегулировано, снова затягивают винты. Осевое усилие на ва i напра-
влено здесь влево и воспринимается левым подшипником, который через стакан 6,
крышку 3 и винт 7 передает его корпусу /.
410
Шпиндели, валы и их опоры
Опоры качения в станках
411
1имо устанавливать,
подшипники. Из-за
шариковыми или
кроме цилин-
этого часто
коническими
Фиг. 387.
Преимущества применения подшипников специальных типов с внутренним натягом
нередко уменьшаются при увеличении числа их в опорах шпинделя или вала; при
втом становятся необходимыми дополнительные детали для осевого фиксирования
подшипников и компенсации тепловых деформаций шпинделя.
2. Конструкции опор с цилиндрическими роликоподшипни-
ками. Возможности применения цилиндрических роликоподшипников в станках
определяются, с одной стороны, тем, что они способны воспринимать только
радиальные усилия, с другой — обладают коэфициентом работоспособности более
высоким, чем радиальные шарикоподшипники при одинаковых габаритах. Поэтому
если на вал действуют осевые усилия, то не
дрических роликоподшипников, также упор
предпочитают пользоваться радиально-упор
роликовыми подшипниками. Иногда, однако,
величина нагрузки на опору такова, что
конструктивное решение получается более
удачным при применении цилиндрических
роликоподшипников, которые поэтому встре-
чаются особенно часто в опорах шпинделей
тяжелых станков; к тому же в этих случаях
благодаря большим габаритам комплекта
остается достаточно места и для подпятни-
ков.
Пример такой конструкции приведен на
фиг. 388 (шпиндельный узел горизонталь-
ных фрезерных станков моделей 6П80 и
6П80Г). Передняя опора шпинделя состоит
ядесь из двухрядного роликоподшипника
типа 3182100 (см. стр. 401), воспринимаю-
щего радиальные усилия, и пары радиально-упорных шарикоподшипников оди-
накового размера, так как станок работает фрезами с правым и с левым винто-
вым зубом и при вращении шпинделя как вправо, так и влево. Также и по
условиям сборки обычно удобно брать одинаковые упорные подшипники. В задней
опоре шпинделя установлен двухрядный роликоподшипник. Как видно из чертежа,
шпиндель разгружен здесь от шкива, втулка которого вращается в двух ша-
рикоподшипниках, монтированных в стакане, привинченном к станине станка.
Другая типичная конструкция передней опоры шпинделя вертикально-фрезер-
ного станка (государственного комбината Чехословацкой народной республики) по-
казана на фиг. 389. Она отличается от конструкции по фиг. 388 лишь тем, что
осевые усилия воспринимаются здесь двумя упорными шарикоподшипниками.
Длинная втулка конического зубчатого колеса вращается в отдельных конических
роликоподшипниках, бла1одаря чему шпиндель разгружен от действия изгибающего
момента со стороны этою колеса.
Для валов, к точности вращения которых предъявляются не особенно строгие
требования (это относится и к шпинделям обдирочных, а также сверлильных
станков), достаточны стандартные роликоподшипники без ретулирования радиаль-
ного зазора. В других случаях такое регулирование нужно для увеличения жест-
кости споры, точности вращения шпинделя и виброустойчивости.
Радиальный зазор в цилиндрическом роликоподшипнике можно регулировать
способом, поясненным на d, иг. 390 (шпиндель револьверного станка). Внутрен-
нее кольпо роликоподшипника поставляется с припуском ла шлифование по
обоим диаметрам. После расшлифовывания этого кольца на конус и посадки его
на коническую шейку шпинделя, последний ставят на центры и шлифуют по-
верхность катания на колите в калибр; этим достигается необходимая концен-
тричность поверхности катания с осью шпинделя. При подвинчивании гаек 2 они
через ступипу зубчатого колеса и втулку 3 перемешают внутреннее кольцо под-
шипника вправо. Наружное кольцо удерживается от перемещения кольцом 4 и
412
Шпиндели, валы и их опоры
Фиг. 388.
Опоры качения в станках
413
Фиг. ЗН9.
414 Шпиндели, валы и их опоры
крышкой 5. Благодаря малой конусности шейки (1:12) возможно очень тонкое
регулирование зазора или натяга. Для уменьшения последнего в некоторых кон-
струкциях ставят с другой стороны внутреннего кольца отжимную гайку.
Задняя опора состоит здесь из двух конических роликоподшипников, посажен-
ных в отдельной втулке. Посредством гайки 1 легко отрегулировать натяг этих
Фиг. 390.
подшипников соответственно величине действующих осевых усилий. Тепловые де-
формации шпинделя происходят в сторону его переднего конца.
По этому же принципу производится регулирование двухрядных цилиндри-
ческих роликоподшипников, применяемых иногда в передних опорах шпинделей.
3. Конструкции опор с коническими роликоподшипниками.
Широкое применение конических роликоподшипников в станкостроении объясняется
Фиг 391.
главным образом простотой регулирования зазоров в них, а также простотой мон-
тажа и способностью их воспринимать умеренные по величине осевые усилия
(от 0,7 до 1,3 неиспользованной радиальной нагрузки); в этом отношении они
сходны с радиально-упорными шарикоподшипниками.
Конические роликоподшипники чащ? всего ставят парами, по одному в каждой
из опор либо два в одной опоре. Нередки также конструкции с двумя такими
подшипниками в каждой из опор вала. Однако применяются также конструкции,
с одним лишь коническим роликоподшипником в передней опоре и цилиндриче-;
скими или шариковыми в остальных. Пример такой конструкции представлен на
фиг. 391 (шпиндель токарного станка). Упорный шарикоподшипник установлен
Опоры качения в станках
415
вдесь непосредственно позади конического роликового, и шпиндель имеет возмож-
ность свободно удлиняться в сторону заднего конца благодаря применению
цилиндрических роликоподшипников в средней и в задней опорах.
Роликоподшипники одной пары могут быть установлены так, что конические
ролики обоих подшипников обращены друг к другу либо большими основаниями,
либо малыми. При одинаковом в обоих случаях расстоянии между средними пло-
скостями внутренних колец подшипников и одинаковых прочих условиях второе
расположение обладает несколько большей жесткостью, нежели первое, причем
это различие сказывается тем больше, чем меньше расстояние между обоими под-
шипниками; поэтому при помещении двух конических роликоподшипников в одной
опоре чаще применяют второе расположение. При расположении же их на двух
концах вала пользуются одинаково часто обоими способами монтажа; первый.
из них несколько удобнее в о (ношении регу-
лирования подшипников посредством осевою
перемещения их наружных колец При расстоя-
нии между опорами больше, примерно, 400 мм
ставить конические роликоподшипники в распор
не рекомендуется, если возможно более или
менее значительное нагревание шпинделя, во
избежание появления опасных температурных
напряжений.
Регулирование внутреннего зазора в под-
шипниках рассматриваемого типа производится
посредством относительного осевого смешения
колец, осуществляемого различно в зависимости
от конструкции опор шпинделя или вала. От
желательной, вообще говоря, независимости регулирования каждого отдельного
подшипника приходится часто отказываться, чтобы не осложнять конструкции опор
и самой операции регулирования; нередко это вызывается недостатком места.
Регулирование конических роликоподшипников осуществляется большей частью
либо посредством гайки, навинченной на резьбу вала и упирающейся во вну-
треннее кольцо подшипника непосредственно, через шайбу или ряд промежуточ-
ных деталей, либо с помощью крышки, упирающейся в его наружное кольцо.
Эта крышка может быть ввинчена в резьбу корпуса, в котором сидит подшип-
ник, или не имеет резьбы и прижимается к кольцу подшипника одним или не-
сколькими винтами. Конструкция первого рода показана на фиг. 392 (регулировка,
подшипников шпинделя бескзнсольного вертикально-фрезерного станка мо-
дели 6Д16). Регулировочная гайка расположена позади задшто подшипника, ш
ватяжкой ее регулируют зазор в обоих подшипниках одновременно.
При монтаже двух конических роликоподшипников в одной опоре необходимое
расстояние между ними может быть выдержано различными способами. Обработка
гнезд под подшипники значительно упрощается при примен.нии роликоподшипни-
ков с упорным бортом на наружном кольце (тип 67000 по ГОСТ); см., например,
переднюю опору шпинделя на фиг. 279. Иногда с той же целью между обоими
подшипниками помещают распорную втулку или кольцо, как это сделано, напри-
мер, в передней опоре шпинделя основной головки пр адольно-фрезерного станка
модели 6b7 конструкции ЭНИМС для обработки сегментов тюбингов (фнг 393).
Конические роликоподшипники 1 и 2 втулки зубчатого колеса, ведущего шпиндель,
разгруженный от боковых усилий, регулируются здесь посредством полого винта 4
и нажимного фланца <3.
Во всех описанных конструкциях парные конические роликоподшипники в одной
опоре (нередко и в обеих) выбраны одного размера, хотя нагрузки их далеко
не одинаковы. Это объясняется тем, что в таких случаях опора в целом полу-
чается технологически более простой; поэтому конструкции с роликоподшипниками
различных диаметров в одной опоре встречаются в станках редко. Напротив,
в различных опорах одною и того же шпшаделя или вала подшипники качения
416
Шпиндели, валы и их опоры
различных размеров соответственно различным нагрузкам этих опор применяются
очень часто (см., например, фиг. 279). С целью облегчения обработки мест в кор-
пусе под подшипники и сборки нередко, впрочем, пренебрегают различием на-
грузок опор, и все подшипники одного шпинделя или вала делаюг одинаковыми.
Другие примеры, иллюстрирующие применение подшипников качения рассмо-
тренных типов в опорах шпинделей и валов станков, приведены в гл. VII. На фи-
гурах этой главы, как и на помещенных выше, видны различные способы закре-
пления подшипников в осевом направлении, где это требуется. Число деталей,
с помощью которых достигается неподвижность подшипника в этом направлении,
может быть значительно уменьшено, а монтаж упрощен, если применять для этой
цели пружинные кольца, как это видно из сравнения фиг. 394, а и б.
Е. Посадки подшипников качения
Так как подшипники качения получаются станкозаводом со стороны совершенно
законченными, то посадки внутреннего кольца подшипника на вал осуществляются
по системе постоянного отверстия, посадки наружного кольца в корпус — по си-
стеме постоянного вала. При креплении внутреннего кольца на конической шейке
требуемый характер посадки достигается за счет осевого перемещения подшипника
на шейке при монтаже опоры.
Кольцо подшипника, вращающееся вместе с деталью (в станках им является
в подавляющем большинстве случаев внутреннее кольцо), должно быть закреплено
на ней настолько туго, чтобы проворачивание его относительно посадочной поверх-
ности было исключено, так как иначе износ может привести к изменению харак-
тера посадки. Посадка невращающегося кольца должна быть несколько более сво-
бодной, чем вращающегося, во избежание защемления между кольцами тел качения
при нагревании и деформациях опоры во время работы; в результате посадки
обоих колец с натягом (см. ниже) первоначальный внутренний зазор умень-
шается.
Если внутреннее кольцо посадить на вращающийся вал даже с малым зазором,
будет происходить обкатка этого кольца на валу, и поверхность последнего, более
мягкая, будет задираться или изнашиваться, металл ва-ла будет выдавливаться
в сторону, образуя на валу поясок, затрудняющий смену подшипника. Медленное
проворачивание наружного кольца в неподвижном корпусе может быть даже благо-
приятным для долговечности подшипника, так как при этом в нагруженную зону
попадают различные участки дорожки катания этого кольца. Следовательно, если
вращается вал, то более тугой должна быть посадка внутреннего кольца на вал.
Обратное имеет место, если вращается корпус.
Вследствие многочисленности и разнообразия факторов, влияющих на выбор
посадок подшипников качения в станках, он до некоторой степени — в довольно
узких, однако, границах — произволен. Для того случая, когда вращается внутрен-
нее кольцо, можно указать на следующее общее правило: чем больше нагрузка
подшипника и чем меньше число оборотов в минуту вала, тем более тугой должна
быть посадка внутреннего кольца и тем менее тугой посадка наружного; поэтому
для подшипников тяжелых серий нужна при одинаковых прочих условиях посадка
внутреннего кольца более тугая, чем для подшипников легких и средних серий.
Если вращается наружное кольцо, это правило выбора посадок изменяется на
обратное.
В тех случаях, когда долговечность подшипника значительно ниже нормальной,
например из-за недостатка места для подшипника достаточно большого размера,
приходится, имея в виду необходимость замены его, несколько уменьшать натяг
посадки; посадочная поверхность должна быть закалена и тщательно прошли-
фована.
При выборе посадок для подшипников качения класса Н, применяемых в опорах
всех вращающихся деталей станков, кроме шпинделей и делительных валов, можно
руководствоваться указаниями ГОСТ 3325-46, а для шпинделей, монтируемых
Опоры качения в станках
417
27 Ачеркш 1386
418
Шпиндели, валы а их опоры
на шариковых или роликовых подшипниках более высоких, чем Н, классов точ-
ности, упомянутыми выше (стр. 360) ГОСТ .Шпиндели. Технические условия".
Согласно этим ГОСТ обработка шеек шпинделей производится по одной из поса-
док Tv Hj или ГЦ системы отверстия 1-го класса точности (ОСТ 1011).
С целью уменьшения колебаний натяга применяется сборка подбором (селектив-
ная сборка), для чего готовые шпиндели сортируют на две группы по результа-
там обмера шеек; в первую группу попадают все шпиндели с шейкой диаметром
в пределах верхней половины поля допуска, во вторую — с шейкой диаметром в пре-
делах нижней половины поля допуска. Та же операция производится с подшип-
никами, после чего сопрягаются детали, принадлежащие к группам одинакового
номера. При таком способе сборки колебание натяга уменьшается вдвое, так как
допуск натяга (или зазора) равен сумме допусков отверстия и вала.
При сборке подбором с сортировкой шпинделей по диаметру шейки для диа-
метра расточки в корпусе выбираются предельные отклонения, соответствующие
одной из посадок ТЦ, ГЦ, Пх или Сх по ОСТ 1021.
Фиг. 395.
Чаще всего применяются посадки ГЦ и Пх; только при особенно тяжелых
условиях работы опоры прибегают к посадке Тг Для шпинделей шлифовальных
станков предусмотрена также посадка Сх (для монтажа на шпинделе и в корпусе).
Для „тугого" кольца упорных подшипников применяют посадки Н, Нх и Пх
для отверстия; для наружной поверхности этого кольца и обеих поверхностей
свободного кольца — свободные посадки.
Допускаемые овальность и конусность посадочных поверхностей под подшип-
ник на шпинделе и в корпусе ограничены согласно нормали ЭНИМС Ст. 20-25005
следующими нормами.
Для шейки шпинделя (фиг. 395)
Дщ — (^max ^min) + (^max ^min) "ту » (52. 1)
где Д, — допуск по диаметру шейки для выбранной посадки; осевое биение:
$ < 0,003 -г- 0,004 мм] (52. 2)
для особо точных шпинделей
dmax — rfmin < (0,002 + 10“5 • (Г) мм, (52. 3)
где d — номинальный диаметр шейки в мм.
При аналогичных обозначениях для посадочной поверхности в корпусе
ДЛ= (Отах - Omin) + (Отах - Omln) < 5 (52> 4)
S < 0,005 мм на 20 мм диаметра отверстия в корпусе и для особо точных
шпинделей (52.5)
Отах —Omln < (0,005 + 10-5.0) ММ. (52.6)
По исследованиям М. 3. Народецкого при большом посадочном зазоре вну-
треннего кольца на валу контактные давления распределяются на посадочной поверх-
ности внутреннего кольца подшипника качения невыгодно и могут достигнуть
в отдельных точках этой поверхности чрезмерной величины, в 2,5—3 раза боль-
шей, чем при малом зазоре.
Опоры качения в станках
419
Ж. Уплотнение опор
Одним из важнейших условий долговечности н длительного сохранения точности
работы подшипников является надежное уплотнение, предохраняющее их от выте-
кания смазки и от попадания внутрь мелких стружек, металлической и абразивной
ныли, грязи, эмульсии и пр. Поэтому наиболее сложные по конструкции уплот-
нения применяются в передних опорах шпинделей станков, работающих абразию
еым инструментом. Для опор, надежно скрытых внутри коробки скоростей,
коробки подач, фартука супорта и т. п., достаточны более простые уплотнения.
Основные требования к уплотнению — надежность действия, компактность и от-
сутствие значительного трения между его частями и вращающейся деталью.
Проще и лучше всего удовлетворяются эти требования при применении таких
подшипников, у которых уплотняющие элементы являются частью самого подшип-
ника. Они стоят несколько дороже обычных, но повышение стоимости окупается
тем, что отпадает обработка на станкозаводе деталей уплотнения, нередко довольно
сложных, и сильно упрощается сборка опоры. Наиболее распространены подшип-
ники с одной и с двумя стальными боковыми защитными шайбами (серий 60000
и 80000 по ГОСТ 520-45 и ОСТ 26022), с одним и с двумя войлочными уплотне-
ниями (серий 20000 и 30000 по ГОСТ 4061-48).
Если такие подшипники неприменимы или обеспечиваемое ими уплотнение не-
достаточно, приходится применять отдельные уплотняющие элементы. При очень
большом разнообразии испытанных конструкций каждая из них может быть отне-
сена к одной из следующих основных групп: 1) войлочные и тому подобные
уплотнения; 2) лабиринтные уплотнения; 3) кшавочные уплотнения; 4) уплотнения
посредством кожаных манжет; 5) уплотнения, использующие эффект центробеж-
ной силы; 6) уплотнения с бинтовыми ходами, 7) уплотнения специальных кон-
струкций для опор вертикальных валов.
Широко применяются в станках также комбинации уплотнений, относящихся
к различным группам.
3. Расчет подшипников качения для опор шпинделей и валов
Основные формулы для расчета подшипников качения известны из курса
.Детали машин1*. Ниже приводятся поэтому лишь некоторые дополнительные
формулы и данные, необходимые при расчете опор шпинделей и валот станков.
1. При одновремнном действии на подшипник радиальной
нагрузки /? и осевой (аксиальной) А приведенная радиальная нагрузка Q
определяется по формуле
Q = Д 4- щ.А, (52.7)
где значения коэфициента m установлены эмпирически. По исследованиям д-ра
техн, наук Д. Н. Решетова при значениях т, указанных в ОС Г, эта формула
лает для Q несколько преувеличенные значения, и для шарикоподшипников стан-
дартных типов лучше пользоваться формулами
Q=R при А < 0,23/?; )
Q =-- 0,75/? 4- А при 0,25/? < А < (1 1,2) /?. j (52' 8а)
Они не относятся к случаям применения посадок Т для однорядных шарико-
подшипников серии 300 и Г — для серии 400.
Аналогично следует принимать, по данным Д. Н. Решетова: для радиально-
упорных подшипников с углом контакта ~ 25° ,
Q = R при А < 0,6/?; 1
Q = 0,557? ф- 0,75А при А > 0,6/?, J (°2, 8б/
420
Шпиндели, валы и их опоры
и для нормальных конических роликоподшипников
Q — R при А < 0,3/?; 1
Q = 0,6#+(1,40-4-1,55)4 при 4 >0,3#. J (52. 8в)
2. Расчет подшипников, работающих с числом п об/мин, пре-
вышающим указанное в ОСТ предельное ппр об/мин. В этих случаях
в правую часть основной расчетной формулы
(# + m.-A)K6-KK(n-h)^ = С, (52.9)
где Кв—коэфициент, учитывающий характер нагрузки; Кк—„коэфициент вращаю-
щегося кольца"; Л — долговечность подшипника в часах работы; С — коэфициент
работоспособности, следует ввести поправочный коэфициент А>,<1. Величина его
зависит от отношения гг.п„Р и составляет
при -++ 1 = 1,1 1,2 1,3 1,4 1,6 1,8 2,0 2,2 2,4 2,6 2,8 3,0
£' = 1 0,92 0,83 0,75 0,68 0,55 0,43 0,33 0,25 0,19 0,14 0,11 0,1
3. Расчет подшипников при числах оборотов в минуту,
меньших единицы, как это может быть, например, для подшипников шпин-
делей больших карусельных, лоботокарных станков, производится по формулам
для статической натрузки Q кг, причем
для шарикоподшипников Q — k-z-o2 кг, 1 .
для роликоподшипников цилиндрических Q = k-z-b-l кг. ) I )
Здесь z— число шариков или роликов в одном ряду; 8 — диаметр шарика или
ролика в мм; I — рабочая длина ролика в мм, а коэфициент k имеет следующие
значения:
Шарикоподшипники радиальные однорядные.........k = 0,85 ч-0,92
Шарикоподшипники радиальные двухрядные.........k = 1,20
Шарикоподшипники сферические двухрядные...... k = 0,72
Шарикоподшипники магнетные.....................k = 0,35
Шарикоподшипники упорные ......................k = 3,3
Роликоподшипники с короткими цилиндрическими роли-
ками и конич1 ские..............................£ = 1,6
Роликоподшипники сферические двухрядные........£ = 3,0.
Однорядные радиально-упорные шарикоподшипники рассчитываются в указан-
ном случае по формуле
Q = 0,92-2.82. cos в кг, (52.11)
где Q, z и 8 имеют те же значения, ар — расчетный угол контакта, т. е. угол
линии давления в подшипнике относительно торца (или касательной к дорожке
качения наружного кольца с осью подшипника).
4. Учет осевых усилий при определении приведенной на-
грузки. При вычислении приведенной нагрузки Q для радиально-упорных, шпин-
дельных и магнетных шарикоподшипников и конических роликоподшипников
должны быть приняты в расчет наряду с внешними осевыми силами, действующими
на подшипник, также осевые усилия, обусловленные радиальной нагрузкой. В рас-
чет принимается алгебраическая сумма всех осевых усилий, действующих на под-
шипник; положительными должны считаться при этом силы, которые стремятся
уменьшить внутренний зазор в подшипнике. Следовательно, для этих случаев
основная формула (52.9) при: и лает вид
(# + тУ,А) K6-KK{ri-h)0-3 = С, (52.12)
где знак при каждом А определяется, как указано. Если < 0. т0 приведенная
нагрузка Q=R-srm'yiA совпадает с радиальной.
Опоры качения в станках 421
5. Долговечность подшипников качения должна составлять в стан-
ках нормально А — 5000 час. От этой цифры нередко приходится отступать по
недостатку места. Как уже упоминалось, в подобных случаях опора должна быть
сконструирована так, чтобы смена подшипника была возможно простой и не тре-
бовала значительного демонтажа комплекта.
6. Расчет подшипников при переменных п и Q. Из расчетных
формул (52.9) и (52.12) видно, что долговечность h (в часах) подшипника каче-
, >0
ния обратно пропорциональна — при одинаковых прочих условиях—степени -j-
цействующей на него приведенной нагрузки Q:
10
n-Q3 n-Q3
Следовательно, даже небольшое увеличение нагрузки влечет за собой резкое
сокращение срока службы. Если, например, увеличить Q на 1О°/о, то h умень-
шится почти на с0°/0; при увеличении Q вдвое долговечность уменьшится на 90°/0.
Увеличение же числа оборотов в минуту подшипника влияет в сторону уменьше-
ния его долговечности значительно слабее, как это видно из последней формулы.
В станках многие валы имеют по несколько ступеней скорости: наибольшее
число ступеней и наибольший диапазон регулирования скоростей имеют шпиндели
универсальных станков. Нагрузка опор также колеблется в более или менее широ-
ких пределах в зависимости от усилий резания. Эти обстоятельства можно учесть
в расчете следующим образом.
Пусть из общего числа h час. работы до его замены подшипник работал hj час.
при П] об/мин и нагрузке Qp где /=1н-р. По формуле (52.13) долговеч-
ность подшипника при прочих одинаковых условиях обратно пропорциональна
10
n,-Qj . Следовательно, в отношении его долговечности число А, час. работы при
ю
п, IQA3
режиме пр Qj эквивалентно числу Аэу = Ау —( —/ час. раооты при режиме лэ, Q.
где оба последних
говечность подшипника
£Аэ/ = А, т. е.
значения
при
могут быть выбраны
постоянном режиме
произвольно.
П3, Qa, ТО
'э,
Если А — дол-
должно быть
откуда
Полагая здесь h равным желаемой долговечности, например 5000 час., и выбрав
для пэ произвольное значение п, можно найти отсюда величину Q3 — Q и затем
по формулам (52.9) и (52.12) коэфициент работоспособности С, отвечающий
совокупности значений А, п, Q.
Для упорного подшипника, работающего hj час. при режиме tip Ар приведен-
ная осевая нагрузка определяется исходя из формулы
A-K6(n-h)n-' = С,
(52. 16)
422
Шпиндели, валы и их опоры
совершенно аналогичным рассуждением:
/ р h „ плод
\j-l /
Определение приведенных нагрузок указанным способом затрудняется на практике
невозможностью предусмотреть при проектировании станка значения относительного
Л/
времени — работы подшипника при различных режимах использования станка. В осо-
бенности это относится к универсальным станкам. Обычно принимают для средних
Shj
-^• = 0,50ч-0,70, для остальных — соответственно У
= 0,50-7-0,30, либо считают эквивалентную нагрузку = (0,70 4-0,80) Qmax,
а пэ — равным числу оборотов в минуту при нагрузке Qmax. Расчет по первому из
этих способов может привести к пониженной долговечности опоры, если учесть,
что станок общего назначения иногда используется еще в серийном производстве;
поэтому может случиться, что он будет длительно работать на постоянном режиме,
отвечающем нагрузке подшипника Qmax. Второй способ расчета более надежен
и, как правило, дает желаемую долговечность, если принимать Q5~0,8-Qniax
И пэ — «min. ТЭК как при ПОЛНОМ ИСПОЛЬЗОВЭНИИ МОЩНОСТИ станка Qrnax получается
при наименьшем числе оборотов в минуту шпинделя.
Угловая скорость вала может изменяться и непрерывно, например, в отрезных
станках с бесступенчатым приводом шпинделя. Тогда в самом общем случае, при
одновременном непрерывном изменении усилия резания, элементу времени dH отве-
чает переменный режим работы подшипника Qj, и соотношение (52. 14) прини-
мает поэтому форму
h 10
С п/ ZQA3
Кш dH=h' ( >
откуда эквивалентная нагрузка
/if “ у3
Q, = J пг Qj • dH . (52.19)
\ о /
Следовательно, значение Q3 можно найти аналитически или графически только
исходя из определенных зависимостей между Пу, Qj с одной стороны и Н — с дру-
гой. Для отрезного станка задача может быть сведена к случаю, рассмотренному
вначале.
7. Выбор осевого усилия предварительного натяга. Аналити-
ческий расчет наиболее рациональной величины предварительного натяга подшип-
ников качения, устанавливаемых в опорах шпинделей, представляет задачу, до сих
пор удовлетворительно не разрешенную. Одна из трудностей решения ее заключается
в неопределенности наивыгоднейшего соотношения между действующими на подшип-
ник усилиями, к тому же переменными в станках, и величиной натяга. Другие
затруднения обусловлены тем, что в расчетные формулы входит ряд параметров,
оценить которые можно лишь приблизительно. В случае радиально-упорных под-
шипников хорошие результаты были получены при предварительном натяге
Ао ~-g-Аэ max, где Ад — фактически действующая осевая нагрузка. Для конических
роликоподшипников в американских станках часто принимают Д0-С0,1-Аа. Однако
опыты с такими подшипниками показали, что предварительный натяг можно брать
значительно более высоким. К такому же результату приводит и теоретический
анализ задачи.
По указанной причине осевое усилие предварительного натяга и размеры эле-
ментов, создающих этот натяг, приходится находить опытным путем, испытывая
Опоры качения в станках
423
собранный узел в условиях будущего использования его и внося затем необходимые
коррективы, т. е. изменяя размеры распорных втулок или колец, заменяя пружины
и т. д. Обычно это не связано со сколько-нибудь серьезными переделками узла.
Существующими аналитическими методами (см. перечень литературы в конце главы)
следует пользоваться лишь для предварительного приближенного определения вели-
чины натяга. Для этой же цели могут служить следующие формулы;
а) Формула [17]
До= 1,58 i 0,5Л, (52.20)
где — величина наименьшего предварительного натяга в кг; R и А — радиаль-
ная, соответственно осевая нагрузка подшипника в кг; [4 — угол между линией
давления, т. е. прямой, проходящей через точки касания шарика с желобками, и
плоскостью центров шариков ({4 — функция радиального зазора).
6) Формула, полученная д-ром техн, наук Д. Н. Решетовым,
= k-R+ 0,5Д, (52.21)
где k — 0,5ч-0,6 — для шарикоподшипников радиальных с повышенными зазорами
и шпиндельных; k~ 0,65-4 0,8 — для радиально-упорных шарикоподшипников
с углом контакта — 25°.
Если натяг получается при помощи двух пар подшипников с радиальной нагруз-
кой R на одну пару, то последняя формула дает общее усилие предварительного
на!яга.
в) Формулы, полученные в результате произведенных в ЭНИМС испытаний
шарикоподшипников:
Ао = (0,03 4- 0,04) z 8s кг, (52. 22)
где z—число шариков в однорядном подшипнике; 8—диаметр шарика в мм.
Если предварительный натяг шарикоподшипников указанного типа достигается
посредством распорных втулок, разность Д их длин можно вычислить по формуле
1= 0,016-8. (52.23)
По указанным выше причинам общие эмпирические формулы для Ао могут слу-
жить л :шь для выбора исходного значения осевого усилия предварительного натяга.
При действии предварительного натяга Аа в под пипнике приведенная радиаль-
ная нагрузка определяется формулой
Q = [/? + /п(Ло±О,5Д)1 Кв-Кк> (52.24)
и формула (52.9) принимает вид
[Я + m (Аи ± 0,5 1)]-Кб.Кк(л-А)0,3= С. (52.25)
В станках, где осевое усилие, действующее на шпиндель, очень мало или отсут-
ствует (главные шпиндели кругло- и внутришлифовальных, алмазно-расточных
станков и т. п.), величина предварительного натяга часто определяется тем, что
пару подшипников затягивают лишь до полного уничтожения в них внутренних
вазоров.
ЛИТЕРАТУРА
1. Энциклопедический справочник «Машиностроение*, т. 9, гл. V, МашПиз, 1949.
2. Д. Н. Решетов, Методы снижения интенсивности колебаний в металлорежущих
станках, ЭНИМС—ЦБТИ, 1950.
3. Н. А. Дроздов, К вопросу о вибрациях станка при токарной обработке, «Станки
и инструмент* № 22, 1937.
4. А. И. Каширин, Исследование вибраций при резании металлов, изд. АН СССР,
1914.
5. А. И. Каширин, Борьба с вибрациями металлорежущих станков, «Труды Все-
союзной конференции по станкостроению", т. II, Машгиз, 1946.
424
Литература
6. Д. Н. Решетов, Главные шпиндели и их опоры в металлорежущих станках,
ОНТИ, изд. ЭНИМС, 1937.
7. Д. Н. Решетов, Расчет валор металлорежущих станков, изд. ЭНИМС, 1937.
8. Д. Н. Решетов, Расчет валов шпинделей с учетом упругого взаимодействия их
с опорами, Машгиз, 1939.
9. Е. Г. Алексеев, Виброустойчивость шпинделей, „Станки и инструмент* № 3, 1950.
10. В. И. Дикуш ин, Выбор материалов для станков, „Труды Всесоюзной конфе-
ренции по станкостроению', т. II, Машгиз. 1946.
11. И. М. Кучбр и А. М. Кучёр, Модернизация токарных и фрезерных станков
для скоростного резания металлов, Машгиз, 1949.
12. Г. А. Бобров и Л. А. Гинзбург. Производство биметаллических втулок,
ЭНИМС ЦБТИ, 1950.
13. А. В. Ваксман, Нормализация подшипниковых биметаллических втулок, „Вест-
ник технич. информации МСС“ № 4, 1951.
14. Н. А. Спицын, Подшипники качения, Энциклопедический справочник „Машино-
строение', т. 2, Машгиз, 1948.
15. Д. Н. Решетов, Подбор подшипников качения для станков, „Станки и инстру-
мент* № 1, 1942.
16. Р. Д. Б е й з е л ь м а н, Н. А. С п и ц ы н, Б. В. Ц ы п к и н, Подшипники качения,
Машгиз, 1945.
17. Р. Д. Бейзельман и Б. В. Цыпкин, Подшипники качения, Справочник
(2-е изд.), Машгиз, 1951.
18. В. Н. Трейер, Метод определения необходимой точности вращения шпиндель-
ных подшипников качения, „Станки и инструмент" № 1, 1939.
19. В. Н. Трейер, Шарико- и роликоподшипники в металлорежущих станках,
Машгиз, 1940.
20. А. А. Португалова и Н. А. Спицын, Подшипниковые узлы высокоско-
ростных приводов, Машгиз, 1948.
21. В. Т. Бреев, Пути совершенствования шлифовальных станков, „Станки и инстру-
мент" № 5, 1950.
22. М. Е. Э л ь я с б е р г. Расчет механизмов подачи металлорежущих станков на
плавность и чувствительность перемещений (О разрывных колебаниях при трении).
„Станки и инструмент" № 11 и 12, 1951.
23. Н. С. А ч е р к а н, Расчет шпинделей станков с насажентым на шпиндель рото-
ром, „Труды Московского станкоинструментального института', т. 5, 1939.
ГЛАВА X
МУФТЫ И ТОРМОЗА
§ 53. ОСНОВНЫЕ ТИПЫ МУФТ, ПРИМЕНЯЕМЫХ В СТАНКАХ
А. Постоянные муфты
В станках находят применение соединительные муфты как постоянные — для
постоянного соединения двух валов, соосных или близких к этому положению,
реже — расположенных под углом, так и сцепные — для временного соединения
двух валов или вала с сидящей на нем вхолостую деталью, например зубчатым
колесом, червяком и т. п.
Постоянные муфты используются особенно часто для соединения вала электро-
двигателя с первым в цепи привода валом станка или его редуктора, а также
частей вала, который должен быть сделан составным, например для возможности
или облегчения сборки. В последнем случае можно иногда обойгись и без муфты,
соединяя основные части вала при помощи кулачков или зубьев, нарезанных на
их торцах.
Иногда муфту вводят между двумя соосными валами в качестве компенсатора
для возможности регулирования их относительного углового положения. Это может
потребоваться, например, для портального вала больших карусельных, продольно-
строгальных и продольно-фрезерных станков, от которого вращение передается
двум далеко отстоящим друг от друга вертикальным винтам подъема поперечины
Пример такой регулировочной муфты приведен на фиг. 396 (муфта в портале ка-
русельного станка с диаметром стола 7000 ММ), не требующей пояснений.
Постоянные муфты жесткие и упругие всех типов, применяемые в других
отраслях машиностроения, могут быть использованы и в станках. Выбор типа такой
муфты определяется главным образом располагаемым для нее местом, простотой
конструкции, удобством сборки и разборки и стоимостью. Муфты, монтируемые
на быстроходных валах, должны быть динамически уравновешены с необходимой
точностью.
Из жестких муфт в станках чаще всего применяются втулочные, наиболее ком-
пактные по своим диаметральным размерам. Они требуют строгой соосности со-
единяемых валов; см., например, деталь 10а на фиг. 429. Для валов диаметром
rf=22-r-110 мм муфты этого типа нормализованы (нормаль станкостроения
Р91-1, 1949 г.). В качестве материала рекомендуется сталь 35 или 45; при d > 80 мм
допускается применение чугуна класса I (СЧ 21-40).
Находят применение также зубчатые муфты типов Н, У и Э по ГОСТ 5006-49.
1. Упругие муфты. Упругие муфты благодаря наличию в них упругих
элементов допускают отклонения соединяемых валов от соосности. Для соединений
этого типа можно допускать несоосность валов, измеренную между их торцами,
до—- 1 ММ, угол между осями до—-1° или 1,5°. Эти значения являются ориенти-
ровочными и зависят от конструкции муфты. В некоторых моделях станков в пе-
редаче от двигателя к станку, имеются две упругие муфты, благодаря чему воз-
можно большое отклонение от соосности ротора и соединенного с ним вала.
Основное достоинство упругих муфт - способность смягчать толчки нагрузки
и удары в цепи ведомого вала за счет аккумулирования механический работы
426
Муфты и тормоза
а упругих элементах муфты. Эта способность тем больше, чем больше работа де*
формации, безопасно допустимая для комплекта упругих элементов. Указанное
свойство упругих муфт является особенно важным для тех станков, в которых ко-
лебания крутящего момента во время работы значительны и в кинематической цепи
которых отсутствуют другие звенья, допускающие относительное угловое смещение
«алов,— ремень, фрикционная передача, фрикционная муфта и т. п.
При выборе конструкции упругой муфты следует учитывать:
а) способность упругой муфты компенсировать отклонения соединяемых валов
от соосности, что можно выяснить по чертежу или опытным путем;
по ДР
Фиг. 396.
Bud по и
б) способность муфты компенсировать толчки и колебания крутя-
щего момента на валу станка. Эта способность зависит от мате-
риала, формы, размеров и расположения ее упругих элементов.
Объективная оценка вариантов возможна на основе сопоставления
величин работы деформации — полной и отнесенной к единице объема
муфты. Если обозначить: [а], соответственно [т] — наибольшее допускаемое
нормальное, соответственно касательное напряжение для материала упругих эле-
ментов муфты в кг,1 мм3; Е, соответственно G — модуль упругости первого,
соответственно второго рода для этого материала в кгмм3; V — объем одного
упругого элемента в мм3; z — число упругих элементов; А —полную работу де-
формации упругих элементов при напряжении [а| (соответственно [т]) в кгмм;
VM — объем муфты в мм3; а — наибольшую работу деформации, отнесенную к еди-
нице объема всей муфты, в кгмм, л, то
1'1'- гт12
Аа = Z’Ka V кгмм, соответственно Az — г‘ К* V кгмм; (53. 1)
а- = —t = Z'Kz —L • кгмм!мм3 = 5-10е-г-К,
az = = г-Кх -^-L- • -у- кгмм]мм3 — 5- 106-г-Кх
V
’ V*
V
Ум
кгмм/л;
кгмм! л.
(53. 2)
Основные типы муфт, применяемых в станках
427
Коэфициенты Ка и использования материала зависят здесь только от формы
упругого элемента и могут быть определены аналитически или по диаграммам за-
висимости деформации от действующего усилия (или крутящего момента).
Очевидно, что упругая муфта тем лучше в отношении амортизации толчков,
чем больше А и а. Из приведенных формул видно также, что при заданной вели-
чине работы деформации объем муфты получается тем меньшим, чем больше а,
г. е. чем больше значения --J- - и Ка, соответственно - и Л\.
£ (г
Если крутящий момент остается во время
работы станка постоянным или колеблется
очень мало (отделочные и доводочные станки),
то необходимости в упругой муфте во время
работы нет. При мощности приводного дви-
гателя примерно свыше 3,5 кеш все же часто
соединяют станки указанных типов с двигателем фиг 397
посредством упругой муфты, учитывая условия
во время пуска.
Везде, где это возможно, следует пользоваться стандартными упругими втулочно-
пальцевыми муфтами типа „МУВП“ (ГОСТ 2229-43), не прибегая к специальным
конструкциям, часто ничем не оправданным.
2. Муфты крестовые.
В тех случаях, когда обеспечить параллельность двух соединяемых валов легче,
чем их соосность, как, например, при соединении вала приводного электродвига-
Фиг. 398.
теля с валом станка, валика коробки подач с ходовым валиком или винтом либо
с промежуточным валиком (см. деталь 1С6 на фиг. 429) и притом эластичность
муфты не требуется, удобно воспользоваться крестовой муфтой (фиг. 397). Она
проста в изготовлении и сборке и надежна в эксплуатации. Типичный пример при-
менения ее в станках представлен на фиг. 398, изображающей головку для алмаз-
ной расточки. От левой бабки, приводимой ремнем, вращение сообщается расточ-
ному шпинделю правой бабки через крестовую муфту а, что позволяет не
стремиться к соосности ведущего вала и шпинделя.
Крестовые муфты для станков изготовляются обычно из стали, причем выбор
марки ее и термообработки зависит от условий работы муфты. Для получения
малых размеров и увеличения стойкости трущих поверхностей применяют цемен-
туемые стали, например 15 или 20Х; гребни и пазы дисков после закалки шли-
фуют. Чтобы ускорить приработку трущихся поверхностей, твердость их целесо-
образно брать различной, например 7?с 55 и /?с ~ 58-е- 60. С той же целью и
для уменьшения потерь от трения пользуются иногда сочетаниями различных ме-
таллов, изготовляя боковые диски муфты из стали, а средний — из чугуна или
бронзы. Средний диск может иметь два гребня, как на фиг. 397, гребень и паз
или два паза.
Легко убедиться в том, что средний диск муфты совершает планетарное дви-
жение, причем центр его делает за каждый оборот валов два оборота, описывая
428
Муфты и тормоза
окружность диаметра е, где е — эксцентриситет (расстояние между осями) валов.
При этом возникает центробежная сила
F-T'-H2-§y=-Oa'e® " ,53-3)
где Ga — вес среднего диска в кг; е — эксцентриситет в м; п — число оборотов
валов в минуту. Если е выражено в мм, то
F=Gd’e 45^ Кг- (53.4)
Вес Ga диска приблизительно пропорционален D*-s, где О —диаметр диска,
s — его толщина. Отсюда следует, что при прочих одинаковых условиях ятаж
обратно пропорционально диаметру. С целью ослабления влияния центробежной
силы следует брать диаметр
муфты возможно малым.
Иногда средний диск изго-
товляют с этой же целью
в виде кольца.
Вследствие наличия бо-
кового зазора между греб-
нем и пазом давление на ра-
бочих гранях сосредоточено
в каждый момент времени
лишь на некоторой части
длины грани (фиг. 399,а)
АВ — kD, где величина А
зависит от бокового зазора,
качества отделки трущихся поверхностей и степени приработки. Нагрузку можно
считать распределенной приблизительно по закону треугольника, как изображено
на фигуре. Если h — рабочая высота трущихся граней, то крутящий момент, пе-
редаваемый муфтой,
= - /)- 1 = (1 - J А) -/]. (53.5)
Здесь I — путь гребня в пазу, отвечающий произвольному моменту
Отсюда
времени.
(53. 6)
Величина р0 достигает своего наибольшего значения при I = /,1|ах = е, где е —
эксцентриситет:
2МХ 2Л-1К
Ротах — . 2 \ Г ~ Г/ 9 ] > (53. 7)
где обозначено и — -ц- (относительный эксцентриситет).
Принимать k = 0, т. е. считать усилия сосредоточенными только на концах
участка (D — /), как изображено на фиг. 399, б, нельзя: при этом происходило бы
чрезвычайно быстрое срабатывание трущихся поверхностей (р0—► со), что проти-
воречит наблюдениям. Вероятнее всего по истечении некоторого времени
0,3 < k < 0,8. Величина и в станочных крестовых муфтах очень мала.
Выражение А ~ k''. , входящее в знаменатель формулы (53.7), колеб-
лется для указанного интервала значений k между значением 0,24 соответственно
Основные типы муфт, применяемых в станках
429
k = 0,3 и значением 0,37 при k = 0,8. Принимая поэтому самое неблагоприятное
в указанных пределах значение k = 0,3, получим из последнего равенства
Ротах ~ ‘ (53- 8)
При очень малых величинах отношения « = -^-, что характерно именно для
станочных крестовых муфт, последняя формула может быть написана с вполне до-
статочным для практики приближением в виде
Ротах = (53.9)
Допускаемое значение /?0П1ах может быть принято таким же, как для шлицевых
соединений, подвижных под нагрузкой, если диски стальные или чугунные. Для
бронзы эти значения должны быть уменьшены приблизительно вдвое. Провероч-
ные расчеты выполненных муфт приводят при пользовании последней формулой
к значениям от к?1мм2 для муфт самых малых размеров до
Ротах = 2,5 iczjMM2 для муфт наибольших диаметров.
Для к. п. д. муфты этого типа нетрудно вывести формулу
<53.10)
1 2
в которой f—коэфициент трения, а — =1---------k. Если е < 3 мм, a D> 75 мм,
т. е. и = ~ < 0,04, как это большей частью имеет место в станочных кресто-
вых муфтах, то предыдущую формулу можно заменить более простой:
т' = 1-84 с» (53п)
При значениях /=0,25, ^ = 0,04 и сзй2 (соответственно k ~ 0,8) потери на
трение составляют, как видно из последней формулы, около 5°/0; практически
0,93 = 0,97.
3. Шарнирные муфты. Шарнирные муфты (универсальные шарниры) при-
меняются в станках в передачах:
а) к шпинделям многошпиндельных сверлильных станков с переставными шпин-
делями;
б) к ходовым винтам или валикам, которые перемещаются вместе со столом
или салазками при наладке или во время работы станка, например, в механизмах
нодач консольных фрезерных станков;
в) к валам механизмов периодического деления, поскольку непостоянство
угловой скорости делительного вала не имеет в этих случая< значения — положе-
ние периодически поворачиваемой (индексируемой) части станка гарантируется
фиксаторами (см. гл. XII);
г) к приспособлениям и различным вспомогательным устройствам станков
(устройства для ломания и отвода стружки, для подачи материала в холодных
пилах, насосы охлаждения и т. п.). Кроме того, эти муфты применяются иногда и
для облегчения сборки, когда стремление к достижению соосности или параллель-
ности соединяемых валов ведет к существенному увеличению трудоемкости.
Основные размеры шарнирных муфт для валов диаметром d = 10-= 40 мм
стандартизованы ГОСТ 5147-49 (проект разработан ЭНИМС). Рекомендуемая этим
стандартом конструкция шарнирной муфты представлена на фиг. 400. В ординар-
ной муфте фиг. 400, а одна из вилок 1 связана с крестовиной 5 пальцем 2, вто-
рая двумя втулочками 3 и штифтом 4, на втором конце которого после сборки
430
Муфты и тормоза
расклепывается головка. В сдвоенной муфте (фиг. 400, б) с обеими концевыми
вилками 1 соединяется таким же способом средняя спаренная вилка 6.
Некоторые наши станкозаводы применяют шарнирные муфты конструкции, изо-
браженной на фиг. 401. Каждая вилка состоит из корпуса /, в двух пазах кото-
рого пробками 2 фиксирована пара щечек 3. Гильза 4, запрессованная на корпусе 1,
плотно прижимает к нему щечки. Крестовина 5 муфты имеет здесь форму шарика
с четырьмя срезанными сегментами, просверленного в двух взаимно перпендику-
лярных направлениях. В отверстия крестовины входят цапфы щечек. Для смазки
шарнира внутреннее отверстие крестовины заполняется маслом; с этой целью
Фиг. 400.
в одной из щечек сделан канал, который изнутри закрывается шариком 6, отжи-
маемым пружиной 7. Для большей надежности смазки во вну|реннее отверстие
крестовины может быть залож на мягкая набивка 8. Вилки закрепляются на кон-
цах валов посредством конических штифтов .9, шпонок или на квадрате.
Долговечность шарнирной муфты с шьно зависит от материалов и термообра-
ботки крестовины и вилок, от точности обработки и сборки деталей муфты; по-
этому крестовину и вилки изготовляют
из стали 40Х, закаленной до твердости
/?с = 48-=-53, либо крестовину—из ШХ15,
а в'лки — из хромистой или хромонике-
левой стали, закаленной до /?с=60-ь-65.
Для предохранения шарнирной муфты
от стружек, абразивной и другой пы >и
целесообразно ограждать ее щитком, по
возможности герметическим. Если муфта
передает большой крутящий момент, ре-
ксмендуется окружить ее масляной ван-
ной, чтобы рабочая температура шарнира не превышала 80 —90°. Конструк-
тивно это, однако, не всегда возможно.
Недостатком шарнирных муфт обычных конструкций является неравномерность
вращения ведомого вала при постоянной угловой скорости ведущего. Обусловлен-
ные этим угловые ускорения ведомого вала приводят к появлению инерццо шых
сил, вызывающих добавочные напряжения в деталях муфты. Применением двух шар-
нирных муфт можно достигнуть при соблюдении определенных условий (гм. ниже)
синхронности вращения ведущего и ведомого валов, но не промежуточного, кото-
рый и в этом случае будет вращаться неравномерно.
Как известно, ведомый вал 3 (фиг. 402), соединенный с ведущим 1 посредством
промежуточного вала 2 и двух шарнирных муфт А и В, вращается синхронно с ним,
т. е. ш3 = в каждый момент времени, если соблюдены два условия: 1) оси
обоих валов I и 3 составляют одинаковые углы с осью промежуточного вала 2
(положения 3' и 3" ведомого вала) и 2) обе вил.ш промежуточного вала лежат
Основные типы муфт, применяемых в станках
431
• одной плоскости. Так именно и собираются эти комплекты в тех узлах станков,
где необходима равномерная скорость ведомого элемента, в частности в механиз-
мах главного движения и подачи. Если при этом один из валов должен допускать
перестановку, оставаясь параллельным своему исходному положению, как, например,
в механизмах привода шпинделей сверлильных станков колокольного типа или
многошпиндельных сверлильных головках, то промежуточный валик делают теле-
скопическим (фиг. 403).
Угловая скорость о>, вала 2, наклоненного под углом <р к ведущему валу /
(фиг. 402), который вращается со скоростью шп определяется соотношением
ш, COS <р
1 — sin’ р cos2 а ’
где а — угол поворота вала / от исходного поло-
жения. Отсюда видно, что при <o1=const скорость
«4 zfz const и является периодической функцией
Фиг. 403.
угла а. Предельные значения т2, соответствующие наибольшему и наименьшему
значениям (cosajmln = O и (cos а)тах — 1, определяются из последнего соотношения
Ш2 mln = <«1-COS?; “2тах= • (53.13)
Если /И,., —крутящий момент на ведущем валу /, а /Ик1 — на ведомом валу 2,
то из условия равенства мгновенных мощностей
Л4Л.а-и>2 = t|44,vI -(Bj (53. 14)
следует
М, 1 1 __ 1 COScp
Л1„2 — 7] Ш1 — Т| 1 — sin2 .-cos2 a ’
(53. 15)
где т| — к. п. д. муфты, не зависящий от величины угла
Следовательно,
( .. ) = — cos®; ( ------
\Л4 2 / mln "П \Л]кл/тах
поворота а (см. ниже).
(53. 16)
1
COS <р ‘
Зная наибольшее значение крутящего момента Л1к2 на ведомом валу, можно из
последней формулы < предели1ь потребный MKi ,пах на ведущем.
К. п. д. одной шарнирной муфты вычисляется по формуле (для ср < 40е)
T'2tgT+tg’:) (53.17)
или для углов ср < 20 -г- 25°
, d (53.18)
4=1-/-* -.
432
Муфты и тормоза
Здесь /—коэфициент'’ трения цапфы в гнезде (/<0,150,20); d — диаметр цапфы;
2/? — расстояние между серединами осей противоположных цапф крестовины;
<р — угол между осями валов (в последней формуле — в радианах).
Исходя из вычисленного наибольшего значения крутящего момента Л4К1, можно
далее определить усилия, действующие на цапфы и на вилки муфты, и проверить
их на изгиб и удельное давление на трущихся поверхностях.
При проектировании соединения валов
добности учитывать влияние инерционных
Фиг. 404.
посредством шарнирной муфты нет на-
сил неравномерно вращающегося вала,
если этот вал тихоходный (например,
в механизмах подач фрезерных стан-
ков и т. п.). В тех же случаях, когда
угловая скорость валов велика и не-
равномерно вращающийся вал связан
со значительными массами, пренебрегать
влиянием сил инерции на напряжения
в деталях передачи нельзя. Если в
уравнении (53. 12)
угловое ускорение
</ю« d
е» =
2 dt ‘dt
~ 2
da ,
ш. = =const, то
1 at
ведомого вала
COS <р ____
1 — sin2 • cos2 а
sin <p-sin 2<p-sin 2а ig\
(1 Sin2 -COS2 а)2 ’ '
видно, что ускорение еа
с увеличением угла ср между
•ного
(фиг.
Отсюда
возрастает
осями валов и особенно с увеличением
угловой скорости (Up
Вычислив по последней формуле е2
для ряда значений угла поворота веду-
щего вала 1 и найдя е2тах, после при-
ведения к оси вала 2 моментов инер-
ции всех связанных с ним масс можно
отсюда рассчитать величину добавоч-
ного крутящего момента, обусловлен-
2. Для муфт по ГОСТ 5147-49
неравномерностью вращения вала
400) значения допускаемого крутящего момента (от 2,5 кгм для </=10 мм
до 128 кгм — для </=40 мм) даны в стандарте. Выбор шарнирной муфты
по фиг. 401 может быть произведен по номограмме фиг. 404. По известным
мощности N л. с. или крутящему моменту Мк кгм и числу п об/мин на-
ходят основной параметр — диаметр </ мм отверстия под вал. Номограмма отно-
сится к муфтам для нереверсируемых валов при <р = 10° и п < 1000 об/мин.
При <р = 20“ допускается мощность на 25°/0 меньше, при <р = 40“ — на 55%
меньше, чем дает номограмма, что обусловлено возрастанием углового ускорения г,
с увеличением ср (см. выше).
Б. Сцепные муфты
Сцепные муфты станков могут иметь управление ручное, через систему рыча-
гов (см. гл. XIV), пневматическое, гидравлическое или электрическое. Системы
последних трех видов удобны для управления на расстоянии (дистанционного),
а также в тех случаях, когда усилие, которое необходимо приложить на рычаге
управления, трудно понизить до нормы посредством рычажной системы. В моделях
последних лет особенно большое распространение получили муфты с пневматиче-
ским и с гидравлическим управлением.
Основные типы муфт, применяемых в станках
433
К сцепным муфтам станков предъявляются следующие основные требования:
1) легкость включения и выключения; 2) надежность соединения после того, как
муфта включена; 3) малые износ и нагрев при часгых манипуляциях; 4) простота
регулирования; 5) наименьшие возможные при заданном крутящем моменте габа-
риты; 6) достаточная быстрота действия; 7) по возможности отсутствие толчков
при включении.
Е1 современном станкостроении наблюдается тенденция к отказу от главной
муфты для пуска и останова станка, которые в таком случае производятся путем
включения, соответственно выключения электродвигателя и торможения его. Эта
тенденция объясняется стремлением упростить управление, а главное сделать
эксплуатацию станка более надежной за счет устранения фрикционной муфты,
которая’ сложна технологически и обладает рядом эксплуатационных недостатков
(см. стр. 442).
В том случае, когда пуск станка может производиться включением индукцион-
ного двигателя нормальной конструкции и мощности, близкой к той, которая
потребляется станком во время его работы, вопрос должен решаться в принципе
в сторону отказа от главной сцепной муфты. В остальных случаях необходимо
принять в расчет при сравнении вариантов с муфтой и без нее удорожание дви-
гателя (если оно имеет место), стоимость вспомогательных устройств и аппара-
туры управления, а также специфические недостатки, присущие указанным выше
способам пуска. Решение в пользу сохранения муфты или отказа от нее опреде-
ляется результатами технико-экономического расчета для сравниваемых вариантов.
Так как главная фрикционная муфта станка является одновременно элементом,
предохраняющим станок от поломок при случайном возрастании крутящего момента
свыше установленной нормы, то в случае отказа от муфты обязательно должны
быть предусмотрены автоматически действующие механические предохранительные
устройства или электрическая аппаратура, выполняющая ту же функцию.
В современных станках в качестве сцепных муфт применяются как кулачные
и зубчатые, так и фрикционные муфты разнообразных конструкций. Области при-
менения муфт обеих этих групп определяются главным образом их эксплуата-
ционными особенностями. Важнейшее преимущество фрикционных муфт—возмож-
ность включения при сравнительно высокой разности угловых скоростей сцепляе-
мых деталей; для кулачных и зубчатых муфт эта разность ограничена.
Особые функции выполняют в станках автоматически действующие муфты
обгона (стр. 454), потупившие широкое применение в автоматизированных станках.
1. Кулачные и зубчатые муфты. Кулачная муфта состоит из двух
снабженных т о р ц е в ы м и кулачками частей, одна из которых — неподвижная —
жестко закреплена на одном из валов, а вторая — подзижная — связана со вто-
рым валом направляющими шпонками или шлицами. Валы соединяются путем пе-
ремещения подвижной пслумуфты вдоль ее вала до сцепления кулачков обеих
полумуфт. Это перемещение производится вручную или автоматически, от распре-
делительного вала станка, большей частью посредством вилки, которая своими
цапфами или надетыми на них сухарями входит в выточку на втулке полумуфгы
или связана с последней другим с юсобом (см. гл. X1V, § 76). Отсюда следует,
что дпя уменьшения износа деталей управления, связанных непосредственно с по-
движной полумуфтой, последнюю нужно располагать по возмо кности на ведомом
валу, иначе трение между этими деталями и полумуфтой будет происходить и после
расцепления.
Преимущество кулачных и зубчатых муфт перед фрикционными - отсутствие
относительного скольжения сцепленных полумуфт, следова1ельно, возможность
применения их в тех кинематических цепях, в которых слу юйные колебания пе-
редаточного отношения недопустимы (резьбонарезные и делительные цепи). Глав-
ный же эксплуатационный недосгаюк этих муфт — невозможность безударного
включения при большой разности скоростей соединяемых валов или деталей. Иссле-
дование, произведенное инж. В. А. Кудиновым в 1950 г. (Московский станкоинструмен-
гальный институт имени И. В. Сталина) показало, что включение кулачной муфты
28 Ачеркан 1386
43£
Муфты и тормоза
сопровождается многократным соударением кулачков, причем обе соединяемые муф-
той системы испытывают крутильный удар. Для того, чтобы кулачную муфту можно
было включать также и при большой разности угловых скоростей соединяемых
валов, момент инерции приведенной к валу муфты должен быть тем меньшим,
чем больше эта разность. При соблюдении этого и некоторых других условий
возможно включение кулачной муфты при довольно высоких значениях разности
угловых скоростей — порядка 1500 об/мин и выше.
Иногда с целью смягчения, или устранения удара при включении применяют
в сочетании с кулачной или зубчатой синхронизирующую фрикционную муфту.
Принцип работы такого устройства заключается в том, что ведомая кулачная по-
поЯ/1 ПО&&
б) м
Фиг. 405.
лумуфта разгоняется с помощью фрикционной синхронизирующей муфты до угло-
вой скорости ведущей части кулачной муфты, и только после этого кулачки сцеп-
ляются. Тотчас же вслед за этим синхронизирующая муфта автоматически выклю-
чается, и дальнейшая передача вращения происходит через кулачную или зубчатую
муфту. Пример такой конструкции приведен на фиг. 405, изображающей детали
привода шпинделя шестишпиндельного патронного токарного полуавтомата. Зубча-
тое колесо 4 каждого шпинделя приводится от центральной шестерни (не изобра-
женной на фигуре) и. следовательно, вращается все время. Когда шпиндель при-
ходит в загрузочную позицию, поршень 2 гидравлического цилиндра 3 занимает
в нем крайнее правое положение (фиг. 405, а), защелка 18 запирает под давле-
нием пружины стопорное кольцо 17 на поршневом штоке /6', и упорка 6 удер-
живает (через хомут 10 с роликом .9) нагруженный пружиной 11 фланец 15 в
крайнем правом положении. Защелка 18 не допускает, таким образом, включения
муфты и пуска шпинделя, если по какой-либо причине давление в цилиндре 3
упадет. Зашелка освобождается только после того, как золотник 21 вернется в
свое нормальное рабочее положение — влево — и кольцо 19 перестанет давить на
защелку.
После закрепления заготовки в патроне очередного шпинделя рабочий повора-
чивает рычаг управления муфтой, и масло начинает поступать в правую полость
цилиндра 3; из его левой полости масло уходит через игольчатый клапан 22 (см.
разрез по А — А), невозвратный шариковый клапан 23 и канал 1. Упорка 6 оття-
Основные типы муфт, применяемых в станках
435
гивается штоком 16 влево, и теперь хомут 10 муфты, фланец 15 и веломая
часть 8 кулачной муфты подаются влево давлением сильной пружины 11. По мере
перемещения детали 8 влево ведомая часть 7 конусной фрикционной муфты посте-
пенно входит в сцепление с ее ведущей частью 5 под действием пружинных штиф-
тов 12 (см. фиг. 405, б). Благодаря этому фрикционные штифты 14 выходят из
отверстий 18 фланца 15.
Кулачная полумуфта 8 продолжает двигаться дальше влево, штифты 14 под-
нимаются по наклонным поверхностями у входа в отверстия /3, и пружина 11
полностью замыкает фрикционную муфту 5—7. Шпиндель разгоняется до своей
полной скорости. Давление пружины 11 через фланец 15 на фрикционные штифты 14
и торец кулачной полумуфты 8 заставляет ее вращаться в ту же сторону, в ка-
кую вращаются фрикционная муфта и шпиндель, пока штифты 14 не окажутся
против отверстий 18. Ведомая полумуфта 8, перемещаясь дальше влево, входит
в сцепление с ведущей кулачной полумуфтой 5, а синхронизирующая фрикционная
муфта 5—7 расцепляется устройовом, не показанным на чертеже.
Распределительное устройство, управляющее движениями поршня 2 и упорки 6,
сконструировано таким образом, что кулачная муфта включается не настолько
быстро, чтобы при этом происходил резкий удар кулачков, а выключается с необ-
ходимой высокой скоростью.
Число кулачков у муфт рассматриваемого типа колеблется в очень широких
пределах - от 3 до 60—70, а иногда и больше. Выбор числа кулачков опреде-
ляется диаметром муфты и необходимыми размерами кулачка, зависящими от ве-
личины передаваемого ею крутящего момента. Следуем иметь при этом в виду,
что вследствие погрешностей изготовления и сборки в действительности работает
только часть всего количества кулачков. Иногда существенное значение имеет
желаемое время включения, которое тем меньше, чем больше при прочих одина-
ковых условиях число кулачков. Если обозначить z—число кулачков (или зубьев)
муфты, п — разность чисел оборотов в минуту полумуфт, t—время на включение
. , 60 1
муфты в секундах, то очевидно, 1 = — • , откуда
Например, при Р\. 0,05 сек. (автоматы) z (Уо)Д; “ ~п~ ' ^азмеРы кулачка
должны быть проверены на прочность и долговечность. Последняя формула объ-
ясняет широкое применение мелкозубых муфт (муфт с „мышиным зубом'1) для сце-
пления тихоходных валов, например, в механизмах подач.
Формы кулачков, наиболее распространенные в практике станкостроения, пока-
заны (в развертке) на фиг. 40^, Для муфт, включаемых на очень тихом ходу,
наиболее рациональны формы по фиг. 406, а и б. При сравнительно большой
разности скоростей сцепляемых полумуфт острые вершины треугольных кулачков
быстро сминаются или обламываются, и в этих случаях более целесообразны ку-
лачки трапецоидальной на развертке формы, ограниченные сверху плоскостью
(фиг. 406, в, г, з) или двумя плоскостями, чтобы облегчить включение (фиг. 406, д).
Так как усилие Р2, стремящееся раздвинуть сцепленные полумуфты (фиг. 406, е},
возрастает с увеличением угла а (пренебрегая трением; Р„ ~ / j-tga = tga), то
этот угол делают малым, обычно 3 — 4°, реже 5 -10е. По этой же причине иногда
совершенно отказываются от скоса рабочих граней кулачков (а = 0) или даже
делают их подш'тре> ными, как изображено на фиг. 406, ж. Угол поднутрения
7 1°30' -т-3°, чтобы усилие выключения не было чрезмерно большим. У муфт,
требующих очень быстрого выключения, поднутрять кулачки не следует.
Исследование, произведенное инж. П. А. Ростовцевым, подтвердило, что если
решающую роль играет скорость выключения кулачной муфты, то угол наклона
боковых граней кулачков следует делать возможно большим, не доводя его,
однако, до величины, при которой возникает опасность самовыключения муфты.
436
Муфты и тормоза
Кулачки муфт на реверсируемых валах должны иметь по понятным причинам
симметричную форму.
Плоские рабочие грани сопряженных кулачков находятся в контакте только
после захода последних на полную глубину (при включении до отказа). Для
того, чтобы они прилегали друг к другу в течение всего периода включения, эти
грани должны иметь форму винтовых поверхностей; так как обработка таких ку-
лачков сложнее, то сколько-нибудь значительного применения в муфтах станков
они не получили.
В некоторых новых моделях станков кулачки муфт имеют в плане форму дуги
плоского коническою колеса
с круговыми зубьями. Такие
муфты изготовляются на станке
для нарезания конических ко-
лес с круговым зубом фрезер-
ной головкой со вставными
резцами, благодаря чему про-
цесс нарезания кулачков про-
исходит непрерывно (обкатка).
При одном и том же диаметре
кулачковой муфты длина несу-
щей поверхности кулачка по-
лучается в этом случае боль-
шей, чем при обычном прямом
(радиальном) кулачке.
Для правильного сцепления
кулачков подвижная полумуфта
должна иметь хорошее направ-
ление на валу. Оно достигается
посадкой ее на шлицах или на
двух диаметрально противопо-
ложных направляющих шпон-
ках и достаточной длиной I
втулки полу муфты: должно
быть />l,5-d, где d— вну-
тренний диаметр втулки, а при
возможности / > 2d, особенно
при большом числе кулачков. Посадка подвижной полумуфты — обычно С,
иногда X; в высокоточных станках встречается посадка скольжения 1-го класса
точности.
Кулачная муфта не всегда представляет совкой отдельную деталь: если она
служит, напри-;ер, для соединения вала с зубчатым или червячным колесом,, кото-
рое сидит на нем вхолостую, то одна из половин муфты становится лишней —
кулачки можно нар зтть на торце втулки колеса.
Такие конструкции в виде одно- или двусторонних муфт широко применяются
в станках почти вех типов.
Рабочий чертеж зубчатого колеса, снабженного кулачками на обоих торцах,
приведен на фиг. 407, примеры применения кулачных муфт — на фигурах гл. VII
и XIV.
Иногда муфта должна допускать сцепление лишь при одном определенном
относительном угловом положении соединяемых муфтой элементов (однооборотныд
муф|ы). Это требование удовлетворяется применением муфты однозубой или с ку-
лачками с неравным шагом. Пример последней показан на фиг. 408 (деталь спе-
циализированного станка).
Муфга с торцевыми кулачками часто может быть с успехом заменена двумя
зубчатыми колесами; в этом случае одна полумуфта представляет собой колесо
с наружным зубчатым венцом, другая, соосная с ней, имеет внутренний венец
Фиг. 407.
Фиг. 408.
Основные типы муфт, применяемых в станках
438
Муфты и тормоза
с таким же числом зубьев, как и первая. Выгоды такой конструкции заключаются
в том, что: 1) одна из полумуфт может быть использована после расцепления как
колесо зубчатой передачи; 2) обработка эвольвентных зубьев проще, чем торце-
вых зубьев (на зуборезных станках, нормальным инструментом); 3) износ таких
муфт меньше, так как общая площадь рабочих поверхностей больше при одинако-
вых габаритах, чем у муфт с торцевыми кулачками. Поэтому зубчатые муфты
получают в станках все большее распространение. Примеры применения их пред-
ставлены на фигурах гл. VII.
Менее обычная конструкция зубчатой муфты изображена на фиг. 409; она
удобна в тех случаях, когда диаметры сцепляемых деталей мало разнятся.
Чтобы облегчить включение зубчатых муфт, концы зубьев рекомендуется за-
острять в форме призмы или подобно зубьям передвижных колес.
С целью предупреждения быстрого
срабатывания рабочих поверхностей кулач-
ков или зубьев и поломки их при вклю-
чении им следует придавать высокую по-
фиг. 409. Фиг. 410.
верхностную твердость при достаточной вязкости сердцевины; поэтому муфты рас-
сматриваемого типа изготовляют бслыией частью из цементуемой стали 20Х или
сходной с ней и подвергают цементации, закалке и отпуску до Rc — 56 -.--62.
Пользуются также сталью 40Х или ее заменителями, применяя закалку с нагревом
токами высокой частоты и отпуск до Rc = 48 -4-58. Если муфта работает и как
зубчатое колесо (см. выше), это должно быть принято в расчет при выборе ма-
териала и термообработки.
Вместо того, чтобы фрезеровать кулачки непосредственно на торце зубчатого
колеса (см. фиг. 407), их изготовляют иногда в виде отдельного кулачкового кольца,
скрепляемого затем с колесом, как изображено на фиг. 410. Преимущества такой
конструкции — возможность замены кулачков, которые, как правило, срабатываются
скорее, чем зубья колеса, а также независимость выбора материалов и способа
термообработки для колеса и для кулачков. Обе детали нужно скреплять при
помощи не одних лишь винтов, как показано на фигуре, но также конусных
штифтов или шпонок с целью разгрузки винтов от поперечных усилий.
Для хорошего взаимного прилегания рабочие поверхности кулачков должны
быть чисто обработаны (W); шлифовать их не обязательно, так как от трения
при включении и выключении небольшие шероховатости вскоре сминаются.
Проверочный расчет кулачных и зубчатых муфт следует производить, исходя
из наибольшего крутящего момента, передаваемого муфтой. Точный расчет его
требует учета: 1) условий работы муфты в период разгона, когда действуют инер-
ционные усилия, обусловленные непостоянной скоростью разгоняемого вала и свя-
занных с ним масс, и 2) упругости звеньев системы. На практике ограничиваются
проверочным расчетом лишь для периода установившегося движения, компенсируя
пренебрежение инерционными влияниями во время разгона тем, что снижают зна-
чения допускаемых напряжений на 25—ЗО°/о.
Кулачки проверяются на смятие при полном сцеплении полумуфт и на изгиб.
В предположении, что в передаче крутящего момента Мк участвуют все г кулач-
Основные типы муфт, применяемых в станках
439
ков и что давление распределяется на поверхности каждого кулачка равномерно,
соответствующие формулы: для проверки на смятие:
= /Л = 2МК
' A fl-dcp’Z
(53. 21)
для проверки на изгиб
_ Px-h__________ЛД _/(__
5 ' 21V', " Wj г 5 |3|,‘ '
(53. 22)
фиг, 411.
Здесь Рг— радиальное давление, действующее на один кулачок (см. фиг. 406, е);
Д- площадь проекции рабочей грани одного кулачка на диаметральную пло-
скость; dcp — средний диаметр по кулачкам; h -
высота кулачка; — момент сопротивления
площади основания кулачка на изгиб.
Для условного среднего удельного давления р
можно рекомендовать следующие значения: для
муф|, включаемых в покое, р<9 т-12 кг/мм2; для
муфт, включаемых на тихом ходу, р<_5~-7 кг/мм2',
для муфт, включаемых на быстром ходу,
р < 3,5 .-4,5 кг мм2. п
Эти величины относятся к муфтам с цементо-
ванной и закаленной поверхностью рабочих граней
кулачков.
Допускаемые напряжения [о]и назначаются в
соответствии с материалом муфты, так же, как для
зубчатых колес.
5' зубчатой муфты зубья проверяются на
изгиб при статической нагрузке. Если они рабо-
таю! также в зацеплении, как зубья шестерни,
проверочный расчет производится для условий ее
работы в передаче. —
Расчет усилий для включения и выключения
кулачной муфты производится следующим образом.
Пусть Р- окружное усилие, приведенное к одному
Р==^
dCp '
Q
кулачку (фиг. 411), т. е.
где Мк—крутящий момент, передаваемый муфтой во время выключения; dcp —
средний диаметр муфты по кулачкам.
Если N' — давление на грани кулачков ведомой полумуфты (с учетом сопро-
тивления трения), то
N'= г- р> = Т -р)- ,53- 23>
lOSfa р) иср
«де a — угол наклона рабочей грани кулачка; о = arctg/-- угол трения на ку-
лачках.
Самовыключению муфты препятствует сила Е трения втулки подвижной полу-
муфты на шпонках или на шлицах вала. Если диаметр последнего обозначить d,
то с достаточной для расчета точностью можно написать
Е==/'2^, (53.24)
где /' — коэфициент грения муфты на шпонках или шлицах. Следовательно, для
перемещения подвижной полумуфты в направлении выключения та фиг. 411 —
вправо) необходимо приложить к ней осевое усилие
440
Муфты и тормоза
Отсюда видно влияние на величину Q параметров dcp и а муфты: оно различно
при а. > р и а < р.
Из формулы (53.25) следует, что муфта не будет самовыключающейся, если
С > (53 26)
d dcp ’ v
т. е. при условии
,, /О 4 *7
g 1
Если принять здесь /s=s/' и /• f -=z.f2 ггс 0, то это условие принимает форму
tga</(l+^). (53.28)
Отсюда видно, что отношение , которое, конечно, всегда больше единицы,
оказывает большое влияние на выбор величины угла а. Задавшись величиной уси-
лия Q, можно из уршнения (53.25) найти соответствующую ей величину угла а.
Усилие, необходимое для включения муфты, найдется аналогично Q: при тех
же обозначениях
QeKJ, = 2МЛ | 4 + • <53- 25а>
В предыдущих формулах Мк обозначает рабочий крутящий момент, действую-
щий после того, как включение закончено. Наибольший крутящий момент при
включении кулачной муфты можно с достаточной точностью определять, пользуясь
полученной канд. техн, наук В. А. Кудиновым формулой
UJq "|/*С 0 КЪСМ,
где ч>0 — относительная угловая скорость соединяемых валов в сек1, С — жест-
кость валопровода между двумя массами с моментами инерции 0j и 02 в кг см сек2,
д 0 определяется из формулы
(53. 27)
Коэфиииенты трения f и /' могут быть оценены при проектировании лишь
приближенно (/~~ 0,15 4-0,20), как как проверенные опытные данные отсут-
ствуют.
2. Фрикционные муфты. По сравнению с жесткими сцепными муфтами
фрикционные муфты обладают следующими преимуществами, важными для эксплуа-
тации станков: 1) включение можно производить при большой разности угловых
скоростей сцепляемых деталей; 2) разгон может быть сделан сколь угодно плав-
ным, следовательно, избегаются удары при включении; 3) при внезапных пере-
грузках муфта буксует, предупреждая таким способом опасные деформации, пере-
напряжения или даже поломку слабых звеньев этой цепи. Эти достоинства объ-
ясняют очень широкое использование в станках фрикционных муфт в качестве
синхронизирующих (см. стр. 434), пусковых, пусковых и реверсирующих, пере-
ключающих скорости в коробках скоростей и редукторах, предохранительных
муфт (см. § 79, В). Нередко одна фрикционная муфта совмещает в себе различ-
ные функции. Большому распространению фрикционных муфт в станках не пре-
пятствует то обстоятельство, что технологически они много сложнее, а по габари-
там больше кулачных или зубчатых муфт для передачи одинакового в обоих
случаях крутящего момента.
Основные типы муфт, применяемых в станках
441
Если передаточное отношение кинематической цепи должно сохранять строго
постоянную величину (резьбонарезные, делительные цепи), включение в нее фрик-
ционной муфты недопустимо, так как проскальзывание ее имело бы следствие
неточность обработки и брак изделия.
К фрикционным муфтам станков предъявляются следующие основные требова-
ния: 1) плавное включение; 2) мгновенное и легкое расцепление без прилипания
и буксования; 3) износостойкость трущихся деталей; 4) простота замены изнаши-
вающихся деталей; 5) простота и удобство регулирования; 6) динамическая уравно-
вешенность при расположении муфты на быстроходном валу; 7) возможно малые
размеры, особенно диаметральные, с целью уменьшения момента инерции массы
Mj фты.
Так как крутящий момент передается силами трения, возникающими на фрик-
ционных поверхностях муфты в результате взаимного прижатия их, то габариты
и вес фрикционной муфты тем меньше при прочих одинаковых условиях, чем
выше коэфициент трения фрикционных материалов и чем больше допустимое да-
вление нажатия.
В станках используются как сухие, так и масляные фрикционные муфты,
причем масляные значительно чаще сухих. Сухие муфгы имеют то преиму-
щество, что могут быть помещены вне коробки скоростей, редуктора, коробки
подач и т. д., благодаря чему не засоряют подшипников и других трущихся по-
верхностей деталей станка продуктами истирания. Кроме того, коэфициент трения
для муфт этого типа выше, чем для масляных. С другой стороны, вследствие
неизбежного буксования фрикционных поверхностей муфты при каждом включении
ее сухая муфта греется сильнее, чем масляная, и изнашивается быстрее ее. При
необходимости встроить пусковую фрикционную муфту в шкив, расположенный
вне корпуса коробки скоростей (см., например, фиг. 269) и т. п., приходится
применять, как правило, сухую муфту. Напротив, выбор масляной муфты часто
обусловлен тем, что муфта должна быть расположена вблизи смазываемых дета-
лей станка или даже в масляной ванне, например, в коробке скоростей, либо
стремлением уменьшить нагрев и износ трущихся поверхностей при включениях.
Последнее особенно важно в отношении муфт, включаемых очень часто.
Из многочисленных сочетаний трущихся материалов, встречающихся в фрик-
ционных муфтах машин вообще, в муфтах станков современных моделей приме-
няются за единичными исключениями лишь следующие — металл по металлу: сталь
по стали, сталь по чугуну, реже сталь по бронзе или латуни; чугун по чугуну,
реже по бронзе; металл по неметаллическому материалу: сталь или чугун по прес-
сованному пропитанному асбесту, текстолиту или фибре.
Для масляных муфт наиболее подходит сочетание закаленной стали с закален-
ной сталью, для сухих — сырая сталь или чугун с прессованным асбестом или
материалом на асбестовой основе.
Свойства основных фрикционных материалов, применяемых в сцепных муфтах
станков, их достоинства и недостатки известны из курса ,Детали машин". Рас-
чешье величины коэфициента трения и допускаемого удельного давления приве-
дены ниже (стр. 463).
В современных станках используются фрикционные муфты: а) конусные с пря-
мым, реже с обратным конусом; б) дисковые; в) с разжимным внутренним коль-
цом (кольцевые). Все эти муфты могут быть сконструированы с механическим,
пневматическим, гидравлическим или электрическим управлением — электромагнит-
ные муфты. К фрикционным же относятся в большинстве случаев муфты обгона
(стр. 454).
Из названных фрикционных муфт наибольшее распространение в главном при-
воде станков имеют многодисковые (пластинчатые), встречающиеся в нем много
чаще конусных и кольцевых. Это объясняется их преимуществами, указанными на
стр. 440.
При любой конструкции фрикционной муфты она должна иметь механизм вклю-
чения и выключения и механизм для регулирования величины давления на фрик-
442 Муфты и тормоза
ционных поверхностях. Встречающиеся в муфтах современных станков устройства
этих механизмов отличаются чрезвычайным разнообразием; некоторые из них по-
ясняются фигурами, приведенными ниже, в гл. XIV, подробное же описание их
имеется в „Руководящих материалах по многодисковым фрикционным муфтам*
(РО-36), разработанных ЭНИМС.
а) Конусные муфты применяются как в главном приводе, так особенно
часто в механизмах подачи станков. Достоинства их — надежность выключения
(не всегда присущая дисковым муфтам) и простота изготовления. Для передачи
больших крутящих моментов конусная муфта получается громоздкой, если она
должна быть расположена на тихоходном валу. В качестве фрикционных мате-
риалов в этих муфтах используются чугун — пропитанный асбест, реже чугун —
чугун или чугун — сталь в главных муфтах, чугун — чугун в муфтах других на-
значений.
Примеры конструкций конусных муфт станков представлены на фиг. 412—414.
В передней бабке быстроходного токарного станка (фиг. 412) чашка 3 муфты
заклинена на конце длинной втулки 2, на которой в свою очередь заклинен при-
водной шкив 1. Шпиндель 8 проходит сквозь втулку 2 с зазором, не связан с ней
и таким образом разгружен от давления со стороны ремня. Конус 4 с обкладкой
из пропитанного асбеста связан двумя направляющими шпонками 10 со втулкой 7,
которая заклинена шпонкой на шпинделе. Восемь винтовых пружин 9 постоянно
отжимают конус 4 влево, благодаря чему износ фрикционных поверхностей ком-
пенсируется автоматически. Управление муфтой ясно из чертежа.
Благодаря тому, что муфта сидит здесь на быстроходном шпинделе, размеры
ее получились небольшими.
В бабке изделия внутришлифовального станка (фиг. 413) шкив 7, приводи-
мый во вращение от электродвигателя ременной передачей с натяжным роликом,
сидит на шпинделе вхолостую и может быть связан с ним посредством фрик-
ционного конуса 2. Необходимое давление, нажатия осуществляется здесь пружи-
нами 3.
Конусная муфта механизма подачи супорта юкарно-винторезного станка изо-
бражена на фиг. 414 в полож<нии включения: конус .5 сцеплен с зубчатым коле-
сом 4; следовательно, это колесо и колесо 6', связанное сегментной шпонкой и
винтом с конусом 5, вращаются синхронно. Для выключения муфты достаточно
повернуть рукоятку 1, вилкообразный конец которой шарнирно связан с вали-
ком 8 двумя штифтами 2. Щечки вилки срезаны с боков так, что пружина 3 ото-
двинет при этом конус 5, колесо 6, подпятник 7 и валик 8 вправо.
б) Д и с к о в ы е муфты, особенно многодисковые, имеют наибольшее рас-
пространение в главном приводе современных станков, но широко используются
и в других узлах. Это объясняется главным образом высокой конструктивной
приспособляемостью муфт этого типа: варьируя диаметр фрикционных дисков и
число их, можно получить при заданном крутящем моменте многодисковую муфту
малого диаметра за счет увеличения ее длины, либо наоборот. Для передачи кру-
тящего момента используются обе стороны дисков. Стандартизация муфт этого
типа легче, чем всех других. Возможность уменьшения диаметра многодисковой
муфты и тем самым момента инерции ее массы представляет большие преимуще-
ства для применения ее в быстроходных станках. Ремонт требует, как правило,
лишь замены части дисков запасными.
Основные недостатки многодисковых муфт- сравнительная сложность конструк-
ции и трудность изготовления тонких стальных дисков (коробление во время за-
калки, намагничивание при обработке, на плоскошлифовальном станке), а при рас-
положении на вертикальном валу — необходимость усложнения конструкции, чтобы
обеспечить расцепление дисков при выключении; иначе под действием собствен-
ного веса диски оставались бы в сцеплении и после выключения муфты.
Для уменьшения нагревания и износа, сопровождающих относительное сколь-
жение дисков в периоды включения, дисковые муфты станков работают в боль-
шинстве случаев со смазкой, а часто и в масляной ванне. После перерывов в ра-
Основные типы муфт, применяемых в станках
413
Фиг. 414.
444
Муфты и тормоза
боте станка масло в холодную погоду иногда застывает, и при пуске двигателя
невключенная еще муфта начинает передавать вращение приводному валу. Чтобы
устранить этот эксплуатационный недостаток масляных муфт, в некоторых кон-
струкциях станков предусмотрен электронагревательный прибор, включаемый в сеть
за несколько минут до пуска станка и автоматически выключающийся, когда масло
будет нагрето до желаемой температуры.
Недостатки масляных муфт — меньший коэфициент трения фрикционных дисков
(см. стр. 463) и засорение механизма коробки скоростей продуктами истирания,
особенно, если все диски металлические. Сухие муфты в последнем отношении
лучше масляных, так как они располагаются обычно вне коробки скоростей и
тому подобных закрытых корпусов, где защитить муфту от попадания масла
трудно.
В качестве фрикционных материалов в дисковых муфтах, работающих с обиль-
ной смазкой, применяются сталь по стали в самых разнообразных сочетаниях ма-
рок (особенно часто сталь 15, цементованная, закаленная и отпущенная до /?с =
= 56 ч- 62), реже сталь сырая, например марки Ст. 5, по текстолиту (обычно —
марки А по ГОСТ 2910-45), пэ фибре или тому подобному материалу. При слабой
смазке применяют те же материалы, а также чугун по закаленной или сырой стали,
сталь по текстолиту. В сухих дисковых муфтах комбинируют чаще всего сталь
Сг. 3 или Ст. 5 (реже чугун) с прессованным асбестом или (пока еще сравни-
тельно редко) с текстолитом.
В многодисковых муфтах, располагаемых на вертикальном валу, необходимо
предусмотреть надежное расцепление дисков тотчас же после выключения муфты.
Для этого полезно делать на дисках канавки, в которые поступает масло, нагне-
таемое под давлением смазочным насосом.
Конструкции дисковых муфт станков различаются главным образом в части
механизма включения и системы управления им; наряду с наиболее распростра-
ненными механическими и электромагнитными системами находят применение также
гидравлические, пневматические, электрические и комбинированные системы. Тип
и устройство механизма включения и системы управления нередко существенно
отражаются и на конструкции самой муфты1. Другие различия относятся к регу-
лирующему устройству, к материалу, форме, размерам и числу дисков, к форме
скрепления их с ведущим и с ведомым элементами, к устройству смазки. Пред-
ставление об этих различиях дают помещенные ниже фигуры.
На фиг. 415 представлена во включенном положении сухая дисковая муфта
многорезцовых токарных станков моделей 173 и 31-173А.
Основные части муфты—два диска 29, к которым с обеих сторон прикле-
паны кольца 27 из прессованного асбеста, стальной диск 33 и фланцы 11 и 26.
Наружные диски 29 сидят на шести пальцах 28, заштифтованных в детали 30,
которая скреплена винтами 14 и штифтом 31 с приводным шкивом 10; следова-
тельно, эти диски вращаются вместе со шкивом. Средний (ведомый) диск 33 свя-
зан четырьмя пальцами 13 с фланцами 11 и 26. Первый из них заклинен шпон-
кой на валу 38, а второй сидит на втулке фланца 11. Таким образом, диск 33
и оба фланца вращаются вместе с валом 38. Диски могут свободно скользить по
соответствующим пальцам (посадка Л).
Для управления муфтой и тормозом служит рычаг 37. Поворот его сообщает
через вал 32, кривошип 21 и шатун 20 вертикальное перемещение ползушке 19,
снабженной в верхней части двумя косыми пазами, в которые входят пальцы вто-
рой ползушки 3. На конце ее закреплен поводок 4, который входит в кольцевую
выточку муфточки 23 и перемещает ее вдоль направляющей шпонки вала 38. На
фигуре муфточка показана в своем крайнем левом положении; длинные плечи
рычажков 7 подняты, и фрикционные диски сжаты между фланцами 11 и 26,
1 Опыт классификации механизмов включения многодисковых муфт — в работе ЭНИМС
.Руководящие материалы по многодисковым фрикционным муфгам“ (1943).
446
Муфты и тормоза
так как рычажки отжимают фланец 26 вправо своими короткими плечами, а через
оси 12, укрепленные в регулирующем кольце 25, навинченном на втулку фланца 11,
оттягивают последний влево. Если, повернув рычаг 37, несколько поднять пол-
зушк}' 19 вверх, следовательно, передвинуть ползушку 3 и муфточку 23 вправо,
длинные плечи рычажков 7 сблизятся, и муфта будет выключена.
Пружины между фланцами 11 и 26 обеспечивают расцепление фрикционных
дисков. Регулирование муфты производится подвинчиванием кольца 25, для чего
нужно предварительно вытянуть пружинный стопор 24, фиксирующий положение
этого кольца относительно фланца 26.
Несколько оригинальнее предыдущей в отношении конструкции среднего фрик-
ционного диска сухая муфта многорезцовых станков моделей 8-187 и 8-1875 для
Фиг. 416.
обточки коленчатых валов, изображенная на фиг. 416. От цепной звездочки 1
через привинченный к ней корпус 2, а также связанный с последним диск 3,
в который вставлены фибровые секторы 4, вращение передается валу 9 (разгру-
женному от натяжения цепи) через диск 6, деталь 8 и шпонки. Для включения
муфты, представленной на чертеже в выключенном положении, нужно передвинуть
влево тягу 18, пропущенную сквозь канал вала 9. При этом переместится влево
тормозный конус 16, связанный с тягой 18 штифтом, и коленчатые рычажки 15
повернутся около своих осей 14. Через эти оси рычажки 15 несколько оттянут
вправо деталь 8 и с ней фланец 6, а роликами 13 отожмут влево диск 5, свя-
занный пальцами 7 с фланцем 6. Таким образом, фибровые элементы 4 диска 3
окажутся зажатыми между фрикционными дисками 5 и 6, и вал 9 начнет вращаться
вместе со звездочкой 1
Положительной особенностью этой конструкции является возможность быстро
сменить сработавшиеся секторы 4, для чего достаточно снять гайки 10 и диски 6
и 3. Опасность самовыключения муфты устранена здесь тем, что при полном вклю-
чении ее длинное плечо рычажка 15 и серьга, связывающая ее со втулкой тор-
мозного конуса, образуют угол, меныний 90”.
Конструкция многодисковой сухой фрикционной муфты, нормализованная ЭНИМС
(нормаль станкостроения Р94-2, 1951 г.), показана на фиг. 417. Наружные диски 9
Основные типы муфт, применяемых в станках
447
в 9 10
11
Фиг. 417.
из стали о с приклепанными к ним обкладками 8 из прессованного асбеста и вну-
тренние диски 10 из стали той же марки сжимаются между шайбой 7 и фланцем
втулки 11 передвижением вправо (на фиг. 417) втулки (муфточки) управле-
ния 3.
При этом три серьги 4 выпрямляются, как показано на чертеже сплошными ли-
ниями, кулачки 5 поворачиваются и подают шайбу 7 вправо. Сила нажатия регу-
лируется подвинчиванием гайки 2, в па-
зах которой сидят на осях 6 кулачки 5. йив по стрепкеЯ
Чтобы подвинчивание гайки 2 стало воз-
можным, необходимо прежде вытянуть
пружинный фиксатор 1 из стопорных
гнезд в шайбе 7. Так как резьба регули-
ровочной гайки 2 имеет в нормализован-
ной конструкции муфты шаг 2 мм, а число
гнезд под фиксатор равно 30, то наимень-
шему возможному повороту гайки отве-
чает ее перемещение на ~0,07 ММ', это
позволяет регулировать давление между
фрикционными дисками достаточно тонко.
Учитывая низкую теплопроводность
текстолита, асбеста и тому подобных ма-
териалов, число дисков с обкладкой из
такого материала следует брать малым -
в сухих муфтах по возможности не более
двух, в масляных, где обеспечено некото-
рое охлаждение дисков маслом, не более
3 4.
Й
Наиболее типичные и распространенные в станках конструкции масляных муфт
представлены на фиг. 418—421. На первой из ник изображена двойная муфта
очень распространенного типа, получившая применение в разнообразных станках
и нормализованная заводом „Красный пролетарий". Основные части муфты —
чашка 2, два комплекта фрикционных дисков 5 и 6, нажимные фланцы 4 и 7 и
собачки 3. Диски 5 связаны с чашкой 2, диски 6' и фланцы 4 и 7-- со втул-
кой 11, которая заклинена на валу 1 и фиксирована на нем в осевом направлении
'см фигуру). В пазах этой втулки поворотно укреплены три собачки 3 и зало-
жены три скользящие шпонки 12 с выемкой посредине для муфточки 10 под пе-
реводную вилку. При перемещении этой муфточки, например, влево шпонки 12
отжимают внутрь длинные плечи собачек 3 и короткими плечами их сжимают
диски и фланцы 4, 5, 6 и 7.
Для регулирования муфты служит гайка 0 с пружинным фиксатором 8, кото-
рому во фланце 7 отвечают 12 отверстий. При шаге 1,5 мм резьбы гайки 2 по-
вороту ее на одно деление отвечает осевое перемещение 1,5:12 = 0,125 мм.
448
Муфты, и тормоза
Левая и правая муфты по конструкции и размерам тождественны (муфта ревер-
сирующая). Наружные фрикционные диски 5 связаны здесь с чашкой 2 четырьмя
выступами. В аналогичной муфте некоторых станков наружные диски имеют вместо
выступов зубчатый венец.
В большинстве конс1рукций нажимные рычажки располагаются в радиальных
плоскостях муфты. Встречаются, однако, в станках также многодисковые муфты
с тангенциальным расположением рычажков. Одна из наиболее распросiраненных
конструкций этого рода, нормализованная станкозаводом им. Орджоникидзе и
ЭНИМС, изображена на фиг. 419. Конструкция многодисковых масляных муфт по
нормали станкостроения Р94-1 (1951 г.) почти не отличается от описанной ниже.
Включение муфты (правая и левая муфты совершенно
перемещении последней нажимают на закругленные или скошенные концы трех
фасонных рычажков (кулачков) 7 (см. фигуру слева) и поворачивают их около
осей 8, запрессованных во внутренней втулке 10. Контур короткого плеча
рычажка 7 имеет такую форму, что при повороте рычажка это плечо упирается
в кривую на торце детали 4. Через резьбовое кольцо 3, навинченное на деталь 4,
фрикционные диски зажимаются между фланцами 2 и 1.
Регулироваше муфты производится подвинчиванием кольца 3. Так как фланец 2
сидит на шпонках (или шлицах), то для регулирования нужно предварительно
вывести фиксатор 9 из отверстия в этом фланце. Очевидно, чготонкось регули-
рования зависит от шага резьбы деталей 3—4 и числа отверстий под фиксатор
во фланце 2.
Из фиг. 419 видно, что муфта может быть выполнена как масляная (верхняя
часть чертежа) и как сухая (нижняя часть).
На фиг. 420 показана конструкция многодисковой муфты, применяемой во фре-
зерных станках некоторых типо-размеров отечественного производства. Она же
применяется во фрезерных станках государственного завода в Готвальдове (Чехо-
словацкая народная республика) и некоторых других заводов.
Как видно из приведенных фигур, оси зажимных рычажков могут быть укре-
плены во внутренней гильзе муфты (см. фиг. 418), в специально предусмотренной
для этого детали (фиг. 420), изредка — на пальцах, которые несут на себе фрик-
ционные диски. Чаше всего эти оси помещают в кольцевой гайке, которая служит
для регулирования муфты.
Нажимные рычажки дисковых муфт имеют разнообразную форму. Размеры их
выбираются при проектировании конструктивно и затем проверяются расчетом.
Основные типы муфт, прнменчемыг в станках
149
Способ закрепления регулирующей детали посредством пружинного фиксатора,
очень распространенный в многодисковых муфтах станков, показан на фиг. 419.
В последние годы в станках получили применение фрикционные муфты, в кото-
рых для сжатия дисков используются шарнирные рычажки с роликами или шарики.
Муфта последнего типа изображена на фиг. 421 (конструкция лауреата Сталинской
премии д-ра техн, наук I'. А. Шаумяна). Рычажки для включения муфты заме-
нены здесь шариками (или сферическими роликами) 5, которые лежат между дета-
лями 2, 7 и 8; в детали 2 каждому шарику соответствует радиальная канавка. При
перемещении муфточки 8 влево от показанного на фигуре положения коническая
расючка этой детали отжимает шарики внутрь. Так как втулка 7 затлинсна шпон-
кой на валу 6 и с правой стороны упирается в горец регулирующей гайки 11,
то шарики 5 подаются влево и, действуя как клинья, через деталь 2 зажимают
фрикционные диски между фланцем, расположенным слева от них, и пружинящей
Фиг. 421.
гофрированной шайбой 1. Когда муфта включена, деталь 8 охватывает шарики 5
своей цилиндрической (меньшего диаметра) поверхностью; поэтому самовыключение
муфты невозможно.
Выключение муфты при отводе детали Л’ в обратную сторону обеспечивается
пружинами, опирающимися на шайбу 3, которая в свою очередь упирается в торцы
трех шпонок вала 6.
Регулирование муфты производится подвинчиванием гайки 11, которая при этом
сдвигает втулку 7 вдоль вала; эта операция становится возможной после того, как
фиксатор 10, которому отвечают отверстия 12 в гайке 11, утоплен внутрь втулки 7
посредством, например, специального гаечного ключа.
Замена в этой муфте рычажков включения шариками приводит к сокращению
количества деталей, упрощению технологии и монтажа муфты.
29 Ачиркаи 1385
450
Муфты и тормоза
Давление между фрикционными дисками может быть осуществлено не только
посредством механических передач, как во всех описанных выше муфтах, но также
посредством жидкости (масла), сжатого воздуха или электричества. Однако гидра-
влические муфты и гем более пневматические сколько-нибудь значительного рас-
пространения в станках пока не получили, что объясняется рядом причин. Гидра-
влические муфты уместны в гидрофицированных станках, так как оборудование
станка гидроагрегатом для обслуживания одних лишь муфт невыгодно. Пневмати-
ческая муфта делает возможным использование сганка, снабженного такой муфтой,
только в цехах, располагающих воздушной сетью
Толщина стальных штампованных дисков для муфт составляет обычно 1,5—2 мм,
стальных большого диаметра для работы по чугуну или пропитанному асбесту—
5—8 мм. штампованных из фибры или текстолита — 4 — 8 мм, чугунных — 5 —
15 мм. В комбинированных дисках средний стальной диск имеет обычно толщину
Фиг. 422.
4—6 мм, а приклепанные к нему (медными или алюминиевыми заклепками впотай)
обкладки из асбеста или тому подобного материала — 3—6 мм.
Стальные диски толщиной 1,5—2 мм иногда шлифуют по фрикционным поверх-
ностям. Опыт показывает, что это нужно далеко не всегда. Нормаль станкострое-
ния Р94-10 рекомендует в масляных муфтах с дисками сталь/сталь применять
шлифованные (до чистоты VVV 8 по ГОСТ 2789-51) диски—в ответственных
муфтах и при окружных скоростях на среднем диаметре дисков vcp > 5 м)сек,
а также при частоте включений больше 60 в час, а в остальных случаях ограни-
чиваться обдувкой дисков на пескоструе. Для стальных дисков сухих муфт, рабо-
тающих в паре с прессованным асбестом или текстолитом, шлифовать диски нет
надобности.
в) Муфты с разжимным кольцом применяются в станках много реже
дисковых, так как для передачи больших крутящих моментов они мало приспо-
соблены и уступают фрикционным муфтам других типов в эксплуатационном отно-
шении.
Принцип действия муфты с разжимным кольцом поясняется фиг. 422. На валу /
заклинена втулка 6, на которой сидят на шпонках деталь 4 и муфточка 7, послед-
няя — на направляющей шпонке. В отверстии детали 4 поворотно укреплен фасон-
ный рычаг 5, один конец 3 которого (сухарь) имеет здесь форму овального
цилиндра и помещается в прорези упругого кольца 8, а другой конец несет регу-
лирующий винт 9. Таким образом вместе с валом 1 вращаются все перечисленные
детали муфты. Когда муфточка 7 и рычаг 5 занимают положение, изображенное на
фигуре, т. е. конец винта 9 опирается на конус муфточки 7, то сухарь 3 распо-
лагается в прорези кольца 8 так, как показано на нижнем рисунке При этом между
наружной поверхностью кольца 8 и поверхностью расточки зубчатого колеса 2, си-
Основные типы муфт применяемых в станках
451
дящего свободно на втулке детали /, остается зазор; следовательно, колесо не
вращается. Если муфточку 7 передвинуть влево, то, воздействуя на конец винта 9,
она повернет рычаг 5, и сухарь 3 разожмет упругое кольцо 8 в расточке колеса 2,
которое благодаря этому окажется связанным силой трения с валом /. Изменяя
посредством винта 9 конечное положение сухаря 3 при включении муфты, можно
регулировать разжатие кольца 8 и тем самым величину наибольшего крутящего
момента, передаваемого муфтой, а также компенсировать износ фрикционных поверх-
ностей. Расцепление последних при переводе муфты 7 в среднее положение дости-
гается здесь упругостью разжимного кольца.
Конструктивные различия между муфтами этого тина, применяемыми в станках,
касаются главным образом деталей, посредством которых производится разжатие
упругого кольца и обеспечивается сжатие его при выключении муфты.
Реже используются в станках муфты, в которых упругое кольцо заменено двумя
фрикционными полукольцами, несколькими сегментами или колодками. В муфтах
такой конструкции давление на трущихся поверхностях распределяется более равно-
мерно, чем в муфтах с цельным (разрезанным только в одном месте) разжимным
кольцом
Муфты со стальной лентой получили в с 1анках лишь самое ограниченное при-
менение, притом почти только в контрприводах к станкам со ступенчатым шкивом.
Напротив, в качестве тормоза эта конструкция широко используется в станках
1см. стр. 471).
г) Электромагнитные муфты. Электромагнитные фрикционные муфты
(муфты с электромагнитным управлением) обладают преимуществами, которые в ряде
случаев заставляют отдать им предпочтение. Важнейшими достоинствами их для
использования в станках являются: 1) возможность и удобство управления на рас-
стоянии, как ручного, так и автоматического: 2) быстрота и точность включения
и выключения; 3) возможность легко и тонко регулировать величину передаваемого
крутящего момента путем изменения силы тока в катушках; 4) сравнительная про-
стота конструкции механической части муфты; 5) возможность быстрого реверси-
рования; 6) отсутствие неуравновешенных осевых давлений; 7) при необходимости
частых пусков и остановок станка — удобство управления им при непрерывно рабо-
тающем двигателе. С помощью регулируемого сопротивления в цепи катушек можно
при надобности включать электромагнитную муфту с желаемой постепенностью,
необходимой для плавного разгона (тяжелые станки). Существенна, наконец, и воз-
можность значительного уменьшения потерь при реверсировании и обусловленного
ими износа деталей станка вследствие того, что при применении электромагнитных
муфт массы бь стро вращающихся реверсируемых частей получаются малыми (см.
ниже).
Благодаря указанным достоинствам электромагнитные муфты получили большое
применение в современных станках. Так, например, в токарно-винторезном станке
модели 164 в фартук супорта встроены четыре электромагнитные муфты, с помощью
которых легко можно включать, выключать и реверсировать как продольные, так
и поперечные подачи супорта. Аналогично используются электромагнитные муфты
и некоторых новых отечественных моделях станков для скоростной обработки.
Сцепление фрикционных поверхностей происходит в электромагнитных муфтах
под действием магнитного притяжения между деталями, связанными соответственно
с ведущей и с ведомой частями. Это притяжение возникает при пропускании через
обмотку электромагнитных катушек тока, создающего магнитный поток требуемой
величины. Механическая часть муфты может иметь в принципе произвольную кон-
струкцию, практически применяют лишь дисковые электромагнитные муфты и зна-
чительно реже - конусные.
Некоторым недостатком электромагнитной фрикционной муфты является то, что
после обесточивания ее катушек диски расцепляю гея иногда не сразу — наблю-
дается „прилипание" их под действием остаточного магнетизма в железе якоря. Этот
недостаток удается ослабить применением и электрома!нитных муфтах железа с воз-
можно малой коэрцитивной силой.
452 Муфты и тормоза
Пример конструкции электромагнитной муфты представлен на фиг. 423, а, изо-
бражающей разрез через пару электромагнитных муфт коробки скоростей револь-
верного станка отечественной конструкции с автоматизированным переключением
чисел оборотов шпинделя [15]. Всего в коробке скоростей этого станка имеется
четыре такие муфты.
Когда постоянный ток (напряжением 12 в) через щетку / и контактное кольцо 7
подводится в обмотку катушки 6, якорь муфты, состоящий из двух колец 4—5,
притягиваемый электромагнитом к корпусу 8 муфты, сжимает фрикционные диски
2 и 3. создавая таким образом необходимый крутящий момент.
Обмотка катушки 6 одним своим концом соединена с массой корпуса муфты,
другим - с контактным кольцом 7. Правая и левая электромагнитные муфты но
устройству совершенно одинаковы, но отличаются только размерами, в соответствии
с различием необходимых крутящих моментов.
На фиг. 423, б показан наружный, на фиг. 423, в—-внутренний фрикционный
диск правой муфты по фиг. 423, а. Эти диски изготовляют обычно из стали 65Г
или 10 толщиной ~1 мм и цементуют на глубину ~0,3 мм. Диски муфт, изо-
браженных на фиг. 423, а, изготовлены из мягкой стали (С = О.89°/о, Si = О,25°/0,
Мп — 0,41°/о, Ni == О,2О°/о) толщиной 0,75 мм. Корпус и якорь электромагн иных
фрикционных муфт делают из стали Ст. 3, стали 10 или другой магнито-мягкой
стали с высокой магнитной проницаемостью и малыми коэрцитивной силой и оста-
точной индукцией.
В современных станках электромагнитные фрикционные муфты применяются
в цепях главного движения и подач для переключения скоростей шпинделя и подач,
для реверсирования, в качестве предохранительных муфт, а также как тормоза.
Внутри коробок скоростей или редукторов станков электромагнитные муфты
применяются пока еще редко. Эго объясняется отчасти некоторой сложностью
подвода тока в глубь мпоговалового механизма со многими вращающимися частями
и увеличением веса вращающихся деталей (следовательно, и момента инерции раз-
гоняемых масс), отчасти—опасениями электрической травмы рабочего при повре-
ждении изоляции. Пример применения электромагнитных муфт в коробке скоростей
токарно-винторезного станка был приведен на фиг. 282.
Высокая быстрота реакции электромагнитных муфт на импульс представляет
особые преимущества в случаях необходимости автоматического быстрого и точ-
ного реверсирования подач. Это требуется, например, при обработке фасонных
поверхностей штампов, пресс-форм, кулачков и т. п. На фиг. 424, представляю-
щей принципиальную схему механизма горизонтального движения колонны копиро-
вально-фрезерного полуавтомата (системы Келлер), показан пример использования
электромагнитных муфт для указанной цели.
Электродвигатель (не показанный на схеме) через ряд зубчатых передач вра-
щает в иро1ивоположных направлениях зубчатые колеса 9 н 13, жестко связанные
соответственно с электромагнитными муфгами 8 и 15. Когда генератор 6 не рабо-
тает и, следовательно, через обмотки соленоидов 7 и 17 ток не проходит, якорь 16
занимает среднее положение, как показано на схеме, и цепи катушек обеих муфт
8 и 15 разомкнуты. Если пустить генератор, то при показанном на схеме положе-
нии щупа 1, т. е. когда под действием пружины 3 заземленный рычаг 2 касается
контакта 4, замкнется цепь соленоида 7. Соленоид притянет якорь 16, который
включит в цепь постоянного тока (110 в) катушку муфты 8. Муфта притянет
левый диск 10 и вместе с ним начнет вращаться в ту же сiорону, что и муфта 8,
шестерня, жестко связанная с дисками 10 и 12. Через зубчатое колесо 11, постоянно
сцепленное С этой шестерней, вращение будет передаваться горизонтальному ходо-
вому винту 14, который при этом будет перемещать колонну вместе со щупом 1
и фрезой 18 вперед (вправо на фигуре) к обрабатываемой детали 19.
При замыкании рычагом 2 (под действием давления поверхности копира 20 на
щуп) цепи соленоида 17 через контакт 5 ток 110 в пойдет через катушку муфты 15,
винт 14 будет вращаться в противоположном направлении, и колонна будет отхо-
дить назад (влево). Эго движение колонны будет' происходить до тех пор, пока
Основные типы муфт применяемых в станках
453
Фш. 423.
454
Муфты и тормоза
давление на щуп 1 не уменьшится настолько, что пружина 3 от1Янет рычаг 2 до
соприкосновения его с контактом 4, и т. д. Станок имеет шесть таких муфт —
по две для горизонтального движения колонны, для вертикального перемещения
поперечины по колонне и для поперечного перемещения шпиндельной бабки. Щуп
может поворачиваться во все стороны (шаровое сочленение а), благодаря чему
Фиг. 424.
рованная в соответствующем месте
одного щупа достаточно для управления всеми
шестью муфтами подач.
В последние годы появились электрома-
гнитные муфты, сконструированные так, что
все токопроводящие части их неподвижны.
Благодаря этому отпадает надобность в кон-
тактных кольцах, щетках, пружинах и прочих
деталях, которые чаще всего требуют ре-
монта или замены.
д) Муфты обгона1. Муфты обгона
(обгонные муфты, муфты свободного хода)
отличаются той особенностью, что автомати-
чески включаются и выключаются в зависи-
мости от знака разности угловых скоростей
валов или других деталей, связанных такой
муфтой, или иначе — от направления относи-
тельного вращения этих деталей. В станках
муфты этого типа применяются главным об-
разом в тех случаях, когда какой-либо вал
приводится во вращение по двум различным
кинематическим цепям. Муфта обгона, монти-
ла или в элементе, передающем движение
этому чалу (например, в зубчатом колесе), исключает опасность поломок, неизбеж-
ных в других случаях при одновременном приводе вала по двум различным цепям.
Это обусловлено тем, что муфта обгона работает здесь лишь в одну сторону
и автоматически перевидит один из элементов передачи к валу на холостую
работу, как только включается передача через другую цепь. Обгонные муфты по-
зволяют также передавать движение одному и тому же валу одновременно по
двум различным кинематическим цепям; скорости обоих движений при этом сумми-
руются. Сказанное поясняется приведенными ниже фигурами.
На фиг. 425 изображена часть кинематической схемы многорезцового токарного
полуавтомата модели 118Б.
1 Наряду с фрикционными муфтами этого типа здесь рассмотрены также храповые
обгонные муфты.
Основные типы муфт, применяемых в станках
455
Вал червяка а, вращающего червячное колесо Ь, которое скреплено с кулач-
ным барабаном полуавтомата, должен получать во время холостых ходов вращение
более быстрое, чем во время рабочих ходов Поэтому для привода червячного вала
предусмотрены две кинематические цепи:
а) цепь рабочих подач — коробка скоростей —- — • -- — — — ;
~2 *4 2g 2|0
б) цепь быстрой подачи тг
/>2 2)2 <0
При включении многодисковой муфты вал червяка а получает, следовательно,
быстрое вращение, и так как при этом цепь рабочих подач нигде не разрывается,
то в коническом колесе z]0 помещена муфта обгона 44, которая автоматически
отцепляет это колесо от вала.
В станках используются обычно фрикционные
муфты обгона. Муфта этого типа состоит из закли-
ненного на валу корпуса (звездочки) / (фиг. 426),
наружного кольца или втулки 2, связанной иди
составляющей одно целое с зубчатым или червяч- /
ным колесом, шкивом и т. п., и нескольких роликов 3,
помещенных в вырезах корпуса 1 Каждый из '
роликов отжимается одним тремя, в зависимое: и от
длины ролика, пружинными штифтами 4 5 в направ- \
пении к суженной части выемки между деталями 1 и 2.
Если, например, ведущей частью является втулка 2,
то при вращении ее в сторону, указанную стрел-
кой, ролики увлекаются трением в суженную часть
выемки и заклиниваются между втулкой л корпусом Фиг. 426.
муфты; поэтому корпус / и связанный с ним вал
начнут вращаться с угловой скоростью, одинаковой по величине и напра-
влению с угловой скоростью втулки 2. То же произойдет, если вал и корпус 1
вращаются в ту же сторону, что и втулка 2, но с меньшей угловой скоростью.
Когда ведущая втулка 2 вращается по часовой стрелке, ролики отходят в широ-
кую часть выемки, и корпус 1 остается неподвижным.
Пусть, наконец, при продолжающемся вращении втулки 2 против часовой стрелки
вал и корпус / получают по другой кинематической цепи угловую скорость, напра-
вленную в ту же сторону, но большую по величине, чем скорость втулки 2. В этом
случае угловая скорость втулки относительно корпуса направлена по часовой
стрелке (втулка отстает от корпуса), ролики находятся в широкой части выемок,
т. е. муфта расцеплена, и детали ! и 2 будут вращаться каждая со своей ско-
ростью.
Ведущим элементом может быть любая из деталей I и 2. Если ведущим является
корпус, то сцепление муфты происходит при вращении последнего по часовой
стрелке или когда корпус, вращаясь в этом направлении, опережает втулку.
Пружинные штифты 4—5 не необходимы - заклинивание роликов будет про-
исходить благодаря трению и без них. Однако в большинстве обгонных муфт эти
детали имеются, так как иначе на распределении нагрузки между роликами может
заметно сказываться влияние сил их веса. Пружина должна нажимать на ролик
через штифты или стальную пластинку во избежание срабатывания конца пружины.
Для предупреждения перекоса часто ставят на каждый ролик по две пружины.
Число выемок в корпусе -чаще всего три или четыре, реже — шесть. Кон-
структивное выполнение муфт обгона и применение их показаны на приведенных
ниже фигурах.
Пример, иллюстрирующий использование муфт обгона для мгновенного пере-
хода с автоматической подачи к ручной или обратно ,и для столь же быстрого
реверсирования подачи, приведен на фиг. 427 (привод подаче шпинделя сверлиль-
ного станка).
456
Муфты и тормоза
На валике 5 реечной шестерни заклинен корпус 9 обгонной муфты. Наружное
кольцо / муфты запрессовано в червячный обод 3 и закреплено в нем шпонкой.
С червячным ободом постоянно сцеплен червяк 10, заклиненный на вертикальном
валике 2. На правом конце валика 5 свободно сидит фланцевая втулка 8 с четырьмя
боковыми кулаками; каждый из них заходит в узкую часть выреза в корпусе .9.
предназначенного для помещения ролика.
При вращении червячного колеса в направлении, обозначенном стрелкой, ролики
замыкают муфту, и ее корпус 9 передает вращение валику 5 с реечной шестерней.
При этом корпус ведет деталь 8 и заклиненный на ее втулке маховичок 6'. Если
вращать последний против часовой стрелки, т. е. в направлении вращения червяч-
ного колеса, но быстрее его, то кулачки детали 8 будут вести корпус 9, следо-
вательно, и валик 5 с реечной шестерней независимо от продолжающегося движе-
ния автоматической подачи (быстрое перемещение шпинделя вниз или быстрый
подвод инструмента к заготовке). При вращении маховичка 6 в противоположном
направлении кулачки детали 8 отожмут ролики в широкую часть вырезов кор-
пуса 9, муфта окажется расцепленной, и валик 5 будет вращаться в обратную
сторону, поднимая шпиндель. Как только вращение маховичка вручную прекращено,
автоматически включается механическая подача шпинделя.
Это устройство особенно удобно, например, при ступенчатом сверлении, при
сверлении отверстий в ушках вилок и тому подобных деталей, вообще--при частом
чередовании скоростей подачи и частом реверсировании ее.
Широкие возможности в отношении автоматизации подачи разнообразных стан-
ков, открываемые использованием двусторонних обгонных муфт в механизмах
подачи, поясняются фиг. 428 и 429 (см. также фиг. 121).
На фиг. 428 валик 1 коробки подач несет на себе закрепленную штифтом
наружную втулку 2 обгонной муфты; на ходовом валике 4 закреплен шпонкой
корпус 5 этой муфты. В вырезах корпуса находятся ролики 6, и в эти же вырезы
Основные типы муфт, применяемых в станках
457
458
Муфты а тормоза
заходят поводки а косозубого колеса 3, свободно сидящего на валике 4 и при-
водимого во вращение червяком За от реверсивного электродвигателя через цепную
передачу (см. схему внизу фигуры).
Если этот двигатель выключен, втулка 2 обгонной муфты, медленно вращаю-
щейся против часовой стрелки, заклинивает ролики 6 и сообщает вращение кор-
пусу 5 муфты и ходовому валику 4, осуществляя таким образом рабочую подачу.
При включении двигателя подачи в любом направлении косозубое колесо 3 при-
водится в быстрое вращение, и. ее поводки а ведут корпус 5 муфты в ту или
другую сторону, нажимая на грани ее вырезов непосредственно или через ролики 6.
Как следует из предыдущего, в обоих случаях ролики обгонной муфты расклинены.
На фиг. 429 показано применение двусторонней
муфты обгона в механизме подач и автоматики то-
карного многорезцового полуавтомата модели 1730.
От вала коробки сменных колес вращение передается
валику /, несущему кулачковую муфту 2 рабочей
подачи, составляющую одно целое с шестерней 3, по-
стоянно сцепленной с колесом 4. На втулке шестерни 4
заклинена сегментной шпонкой наружная втулка 15
обгонной муфгы (изображенной в разрезе справа).
Супорт получает рабочую подачу, когда шестерня 4
медленно вращается по часовой стрелке; вместе с ней
вращается втулка 15 муфты, заклинивает ролики 16
и через них приводит во вращение корпус 14 муфты,
валик 6', шестерню 5, колесо 7, валик 8 и далее
через крестовую муфту 10b •- ходовой винт 9.
Быстрые перемещения супорта обслуживаются
реверсивным фланцевым электродвигателем /2, вклю-
чаемым при продолжающейся рабочей подаче. Закли-
ненная на валу двигателя шестерня 11 сообщает
быстрое вращение сцепленному с ним зубчатому
колесу 13, поводки а которого входят в вырезы кор-
пуса 14 обгонной муфты, и ведут его, а вместе с ним
валик 6 точно так же, как в конструкции по фиг. 428.
Выбор материалов деталей фрикционных муфт обгона производится на основа-
нии результатов расчета (стр. 464). Ролики изготовляют обычно из стали I1JX15,
реже из стали 40Х с закалкой в масло и отпуском до 7?с=46-ь-53, корпус
муфты и кольцо—из хромистой стали типа 15Х, цементованной, закаленной
и отпущенной до = 58 -ч- 62. Если наружное кольцо муфты составляет одно
целое с зубчатым колесом или другой деталью, то ее материал сообразуется
с требованиями, предъявляемыми к этой детали.
Желательно, чтобы твердость рабочих поверхностей корпуса муфты и кольца
(втулки) была выше твердости роликов в пределах только что указанных значе-
ний /?С-
В. Указания по расчету фрикционных муфт
Для расчета фрикционных муфт станков пользуются в качестве исходных
формулами, известными из курса „Детали машин", а именно:
а) Для конусных муфт (фиг. 430) наибольший передаваемый крутящий
момент
Мк= f-K-Dcp.b^- ^f-p.D^.b кгмм. (53.20)
где и b в р - допускаемое среднее удельное давление в кг/см2.
Основные типы муфт, применяемых в станках
459
Если Л/—передаваемая мощность в кеш, и — число оборотов в минуту муфты,
N
соответствующее моменту Мк, то подстановкой — 975 000 —эта формула пре-
образуется в следующую:
N — 'эТдТТДо»'пср 1>-п квгп. (53. 30)
Вводя в левую часть коэфициент запаса р = 1,5, обеспечивающий работу муфты
без буксования при перегрузке до 5О°/о, а в правую вместо р величину kp,
где коэфициент k учитывает влияние на
величину наибольшего допускаемого удель-
ного давления р окружной скорости v на
фрикционных поверхностях, получим
1,5N = Г6б Г'k-р-(УС1] Ь-п кет
и окончательно
f-k-p-D’1 bn
N 930.Щ-. <53 31>
Задаваясь отношением = с (обычно
'Л-р
с = 0,15-т- 0,25), отсюда легко определить
оба размера Dcp и Ь\
Фиг. 431.
1(’5-Л
р-с-п
ММ',
b = c. Dep = j/
9.() 1()S c*-N
-77 - -^ 450 1/ ---
t h-p-n I fk-p-n
(53. 32)
MM.
Требуемая осевая сила нажатия (см. фиг. 430)
Q = кГ)ср b iTj^sin з ' 0,03Г)ср-Ь-р • sin а кг. (53 33)
У конусных муфт станков угол а лежит в пределах о г 5 до 16 —18°.
б) Для дисковых муфт (фиг. 431)
М/с = Л z JL кгмм> (5з. 34)
где Г) и d в мм-, р — в кг]см2-, z — число пар трущихся поверхностей.
N
Подставляя сюда, как выше, Л4Д. = 975 000 — и вводя коэфициент запаса р= 1,5
и поправочный коэфициент k = F (v), получим
ИЛ и
-v- ------- кя,п- (03.35)
Иногда расче! ведут, исходя из формулы
Мк кгмм, (53.34а)
460
Муфты и тормоза
где средний диаметр
I)
и<р — 9
Аналогично предыдущему, из этой формулы легко получить
f-Z-k-p(D? d‘i)D(..,-n
N = "--------37.И-1.Г--------КвПГ’
(53. 35а)
эта последняя формула рекомендуется нормалью ЭНИМС Н47-71 (1942 г.). Практи-
чески безразлично, какими формулами пользоваться: (34) и (35) или (34а) и (35а),
£>з —rf3 (£>2 d2} Dcp ь D-d .
так как отношение —=— : -------------при обычных отношениях =— = lTr;— см.
12 4-2 и DfP 2Dcp
уравнение (53.36)] отличается от единицы не более, чем на 0,03 — 0,04 [17].
Из формул (53. 35) или (53. 35а) легко определить необходимое, количество z
трущихся поверхностей, следовательно, и число фрикционных дисков, выбрав рабо-
чие диаметры D и d, либо, выбрав число дисков, найти диаметры D и d, задав-
шись их отношением. В большинстве конструкций станочных многодисковых муфт
отношение с рабочей ширины фрикционной поверхности к среднему диаметру ле-
жит в следующих пределах:
<: =~ = =0,13 =0,35; (53. 36)
‘-'ср -‘-'ср
отсюда D — d = 2c.Dcp и D2 — d2 = 2с- Dcp-21)^! — 4с- DcP. Следовательно,
= ______56KF-.A____
2 f.k-p(b* — d'D-n
или
37,3-1 Qi-Л__________________________________________
Z ~ fkp(D2 d^Dcp-n
93i). 10--Л' 2 Г ~ ~ _
fz-kpcn r f-z-k-p c-n *
Dcp:
Так как D + d = 2Dcp и D d = 2c-Dcp, to
D = Dcp • (1 + с) и d = Dcp • (1 — c).
(53. 37)
(53.38)
(53. 39)
Необходимое для сжатия дисков осевое усилие (см. фиг. 431)
или также
Q = ire • DcP 0.03 • с -1)сР -р кг.
(53. 40)
в) Для муфт с разжимным кольцом, полукольцами (фиг. 432) или
внутренними сегментами расчетные формулы могут быть выведены с по-
мощью метода, применяемого для расчета ленточных тормозов.
В общем случае муфта этого типа имеет z упругих сегментов, каждый из кото-
рых обхватывает во включенном состоянии центральный угол а (фиг. 433). На
элемент сегмента, соответствующий центральному углу dy, действуют усилия Q и
Q 4- dQ, обусловленные давлениями Qo и на торцы сегмента, а также центро-
бежная сила F4. Возникающие силы трения должны удовлетворять условию
а а
Мк = z J- dT = f:D-z ^dN'. (53.41)
() о
где Мк — передаваемый муфтой крутящий момент; dN' — нормальное давление на
фрикционную поверхность, элемента.
461
Основные типы муфт, применяемых в станках
Проектируя все силы на среднюю диаметральную плоскость элемента, получим,
пренебрегая влиянием центробежной силы,
dN' = Q.sin 4- (Q-Ь dQ) sin Q-dy. (53. 42)
Следовательно,
dT — f-dN' — f-Q-dq. (53. 43)
Из уравнения равенства моментов относительно оси муфты
d) _______ D 8 ,,,
~2~ dT dQ,
Если обозначить уу—•- = с, то dT = и из соотношения (53. 43) получается
dQ -= f-c-Q-d’t, ~ f-с dz>.
(53. 44)
Отсюда для произвольного сечения сегмента, считая / — const,
pF-b
Q °
. e.
In Q, = Qo-Л’. (53 45)
Vo
Для правого (см. фиг. 433) торца сегмента, которому отвечает значение «=а,
последняя формула даеч
Q« == Q0-ef '. (53.46)
Удельное давление в произвольном месте фрикционных поверхностей находится
чз соотношения
dN‘ = />9 • /> у </о
или на основании формулы (53.42) ~ Q.f = Qfp е^'с"?, откуда
2Уо
IJ-b
(53. 47)
торцевых
сечений
сегмента удельные давления
Ра
-О о t-1-ч
LJb
(53. 48)
2(Л .
U-b ’
462
Муфты и тормоза
Таким образом, вообще
Р» (53.49)
Подстановка в выражение (53. 41) dN' — Q-dy или на основании уравнения
(53. 44) dN’ = _ ац /с дает Qa ‘2 1 f.c Qo (53.50)
или. так как Qo
I)- (53. 51)
Отсюда _2с-Мк 1 . , _ 2с-М, V(l O-z j ’ ~ D-z efca (53. 52)
С целью упрощения расчетов можно принять приближенно с — -g—-st. 1, так
как толщина s мала сравнительно с диаметром D. Тогда последние соотношения
примут форму
(53. 53)
, __ 2Л1„ 1 . ( ) _-М,, е’л_
° l)-Z efa ] ’ U-Z ]
(53.54)
Удельное давление в различных точках фрикционной поверхности сегмента
различно, но законы изменения его не изучены. Если поэтому пренебречь этим
обстоятельством и принять р = р — const, то значение крутящего момента, пере-
даваемого муфтой с z сегментами, будет составлять
.. , I)-b-a D
Л4,. = j-z —р —
fz-LP-b-a
• -Г - Р,
(53. 55)
гле /> ширина трущихся поверхностей, угол а—в радианах.
Если подставить сюда Л!к= 975 000— кгмм, ввести коэфициенты В = 1,5 и
k — F(v) и выразить D и b в мм, а р в кг!см-, то получится
f-k-p-D*-b z-a f-kp-D^bza
N 4-100-1,5-975000 П ~ 58,5“1№ П Квт' (53.56)
Для цельного упругого кольца или двух полуколец можно принять суммарный
угол обхвата да 2л; в таком случае последняя формула примет вид
f k p Eft b n f-k-p-LP-b п
= W: = - Квт' <53' 57)
2л ’10
т. е. формула будет совпадать с формулой (53.31), применяемой для расчета
конусных муфт. Полагая здесь ~ -= с = 0,15 ^-0,20, легко отсюда найти основ-
ные размеры муфты.
Формулы (53. 54) для муфт с одним кольцом (a 2л, z = 1) принимают форму
2Л4 1 2Л1 ё1^
= (53'58)
Основные типы муфт, применяемых в станках
463
для муфт с двумя полукольцами (а да тс, z = 2)
<
D
1 ’
(53. 59)
Пользуясь этими формулами, легко также выразить усилия Qo и Qa в зависи-
мости от передаваемой мощности .V кеш и числа п об/мин муфты.
Значения коэфициента трения / и допускаемого удельного давления р, которые
входят в приведенные выше расчетные формулы, колеблются в зависимости от
многочисленных факторов в довольно широких границах. Следует заметить, что
коэфициент грения фрикционных обкладок зависит от скорости скольжения.
В расчетах можно принимать следующие средние значения / и р (из |3)):
Т а б л и ц а 13
Значения коэфициента трения и наибольшего допускаемого удельного
давления р для расчета муфт и тормозов
Материалы арушихся поверхностей / {) в кг см'' для м\фг и тормозов
1 ИС к О к... конусных и кольцевых ленточных
При работе со смазкой 1 Закаленная сталь по закаленной | стали : 0,06 Чугун по чугуну him но закален- ! ( 6 - S
ной стали 0,()ь При работе всухую: 6 8 । 10 4—6
Прессованный асбес, но стали . . 0.3 Чугун по чугуну или по закален j 2 -2.5 «•' 2—2,5
иой стали 1 0.15 2,5 3 3 2 2,5
Высшие значения р рекомендуются при малых числах дисков, меньшие — при
больших. Для многодисковых муфт с тонкими стальными закаленными дисками
значения р понижаются на ЗО“/о.
Для коэфициента k. учитывающего влияние на р окружной скорости v на
з
фрикционных поверхностях, нормаль Р 94-10 рекомендует формулу Л-]/г» = С,
где С = 1/2,5 = 1,36, а п= м/сек для конусных и дисковых муфт
т.П-п ,
и v ~~ ~бо~1Ьоо -и/^л=-для муфт с разжимным кольцом или полукольцами
(D - - в мм, п — об/мин).
Приведенные выше значения J и р следует рассматривать как ориентировочные.
Проверочные расчеты фрикционных муфт станков, выполненные ЭНИМС, указы-
вают на колебание произведения f.p, входящего в основные расчетные формулы,
в очень широких границах: для дисковых муфт, например, оказалось f-p =
= 0,11-л-0,79, для кольцевых муфт fp — 0,18 т-0,89 (при [3=1,5).
Необходимо помнить, что коэфициент трения зависит, помимо других факторов,
также от степени чистоты трущихся поверхностей, правильности их геометриче-
ской формы и степени приработки; поэтому величина его может о 1 ступать от
приведенных выше значений как в большую, так и в меньшую сторону. Напри-
мер, для масляных дисковых муфт опытное исследование, произведенное в ЭНИМС,
дало значения 0,045 г-0,05, что много меньше обычно принимаемых величин.
В масляных муфтах расчетный коэфициент трения падает в отдельных случаях до
~ 0,035.
Приведенные выше способы расчета фрикционных муфт достаточны для тех
случаев, когда включения муфты производякч нс часто и притом момент инерции
464
Муфты и тормоза
масс, разгоняемых муфтой, невелик. Если эти наиболее обычные условия не со-
блюдаются, то следует проверить проектируемую муфту на нагрев, руководствуясь
данными эксперимента или наблюдений над муфгами сходного типа, а при боль-
ших разгоняемых массах учесть момент сил сопротивления разгону и проверить
время разгона.
Расчет элементов управления сцепными муфтами производится с учетом сопро-
тивлений трения в звеньях механизма и центробежных сил.
Расчет фрикционных муфт обгона. В роликовой обгонной муфте
ролик, заклинившийся между втулкой и плоской гранью корпуса, находится под
действием нормальных сил A\, A/2 и касательных сил трения /y-A'j и f2-N2
(фиг. 434), не позволяющих ему сдвинуться вправо от изображенного на схеме
положения. Если обозначить углы трения между роликом и соприкасающимися по-
верхностями соответственно через рх = arctg/j и р2 = arctg/2, то из условия равно-
весия ролика (равнодействующие и Д2 направлены по одной прямой) следует
непосредственно (см. фиг. 434):
а<2рпнп. (53.60)
где pm(n — меньший из углов pt и р2.
Центробежная сила здесь уже учтена —
она входит в N3.
Из того же чертежа получается
cosa = ^-r4- (53б1>
Следовательно, размеры d, D и а
должны быть подобраны так, чтобы
> cos 2Pm<n (53.62)
Размер D определяется конструктивно, особенно если муфта монтируется во
втулке зубчатого, червячного колеса и г. п. Размер а между противоположными
гранями корпуса ^или-^ при нечетном числе роликов) зависит в некоторой сте-
пени от диаметра вала, на котором заклинен корпус. Выбрав D и а, можно опре-
делить необходимый диаметр d ролика из соотношения (53.62):
d > = О - = О -
I -f- cos 2рш1п 1 cos 2'|п1п - cos Cmln
(53. 63)
Для того чтобы муфта включалась надежно, не следует брать отношение — < 1
слишком близким к единице; с другой стороны, чем меньше это отношение, гем
больше крутящий момент, необходимый для расцепления муфты. По опытам
С. А. Лаврентьева [8] целесообразно принимать ~— 0,7 0,9. Предель-
ш п
ное значение угла а зависит от различных факторов и колеблеюя в пределах
14 д-22°. 11о мере приработки элементов муфты и при попадании смазки а.пред
уменьшается соответственно уменьшению коэфициента трения /=tgp; поэтому
рекомендуется не превосходить значений a st- 9 -.- 10°.
Для того, чтобы ролики не перекашивались в муфте, длина I ролика должна
удовлетворять условию /^>l,5-d.
Проверочный расчет элементов муфты обгона производится по формулам Герца-
Беляева для наибольшего напряжения смятия. При принятых выше обозначениях
и Nx = М = N' (см. ниже) наибольшее напряжение сжатия в месте соприкасания
ролика с внутренней поверхностью втулки
- 0.59)/ феЩ/ - 0,59 / "-£(1 (53. 64)
Основные типы муфт, применяемых в а инках
465
в месте соприкасания с плоской гранью корпуса^— =0
7 и max 1 —
N' F J
Г L d ’
(53. 65)
где Е — модуль упругости первого рода.
Следовательно, всегда </о max i > <7о тм2, и проверочный расчет ролика и рабо-
чей грани корпуса следует вести по формуле (53.65), а расчет внутренней поверх-
ности втулки — по формуле (53 64). Усилие N', которое входит сюда, может
быть подсчитано следующим образом.
Если Мк — передаваемый муфтой крутящий момент, a z — число роликов
в муфте, то (см. фиг. 434):
MK=^f.z-Nn. v 2Л1ф .. (53.66)
2 ’ f-zD
Приближенно (в сторону запаса надежности расчета) можно принимать здесь
0,05 -г-0,06.
Если же учитывать, что / — tg р > tg ~, то N’ < , и для полной на-
г О ig 7
дтжности расчета можно принимать
Д' i 2(53.67)
~1-> tg у
Формула (53. 65) принимает в гаком случае вид
= 0,59 | /--------2-Ик/- — - . 0,83 |/ - !|«Л
I z-D-d-ltg у V z-D-d-1-ig у
(53. 68)
Вычисленная по этой формуле величина наибольшего контактного напряжения
не должна превышать для стали с /?с~62 значения |</()] =180-г-200 кг’.мм2.
Расчет роликовых муфт обгона с учетом пе только нормальных, но и касатель-
ных сил трения, разработанный Н. К. Куликовым [16], приводит к дополнитель-
ному условию, которому должны удовлетворять основные параметры муфты:
Z-D-d-l tgy < 0,17 (53. 69)
IJ Ir.W
Здесь [a]fw—допускаемое при простом сжатии напряжение, которое можно
принимать для указанного выше мегериала равным ~ 50 кг мм1.
§ 54. ТОРМОЗНЫЕ УСТРОЙСТВА
А. Назначение тормозных устройств в станках
После отключения станка от двигателя посредством муфты или выключения
двигателя при отсутствии таковой движение различных частей станка продолжается
по инерции в течение некоторого времени. Это время „выбега" тем больше, чем
выше скорость, при которой происходит отключение станка, чем больше движу-
щиеся по инерции массы и чем меньше внутренние сопротивления (трение сопря-
женных поверхностей). Как правило, время „выбега" представляет"в отношении
производительности станка полную потерю, так как в продолжение его снять го-
товую деталь со станка, производить измерения и т. п. невозможно или опасно.
Если по характеру работы станок необходимо часто останавливать или реверси-
ровать, сумма этих времен может составить существенную долю полного рабочего
30 Ачеркан 1386
466
Муфты и тормоза
времени станка. В особенности это относится к станкам с повторно-кратковре-
менным режимом работы, у которых число рабочих циклов достигает иногда ты-
сячи и более в час.
С целью уменьшения указанных потерь станки снабжают устройствами для
быстрого торможения. Эти же устройства или дополнительные тормоза служат
для экстренных остановок станка в случае ава; ии или когда быстрое прекращение
работы необходимо, чтобы предотвратить брак детали; последнее относится осо-
бенно к тяжелым станкам, на которых производится обработка крупных дорогих
изделий.
Притормаживание станка обычно необходимо также при.переключениях кулач-
ных или зубчатых муфт и передвижных зубчатых колес и блоков.
С точки зрения экономики использования станка тормозное устройство тем
лучше, чем быстрее протекает процесс торможения. Однако вместе с тем возра-
стает при прочих одинаковых условиях и мощность торможения. Кроме того, вы-
полнение требования быстрого торможения сопряжено нередко с осложнением
конструкции и эксплу ггационными трудностями. В отдельных случаях быстрое
торможение станка может быть небезопасным для рабочего и для станка (само-
свчн швание патрона с резьбового конца шпинделя, поломка конца шлифоваль-
ного шпинделя, если на гем закреплен большой, тяжелый круг, и т. и.).
Если время свободного выбега ст<шка после его отключения от двигателя (для
станка, постоянно связанного с двигателем, — после отключения последнего от
сети) мало по сравнению с длительностью цикла, тэ тормозное устройство может
оказаться лишним.
В каждом отдельном случае вопрос о целесообразности тормозного устройства
решается на основании результатов поде era производительности станка с тормо-
жением и без него и стоимости тормозною устройства.
Б. Системы торможения и типы тормозных устройств, применяемых в станках
В современных станках наибольшее рас тространение имеют механические тор-
моза с различными системами управления и электрические системы торможения.
Гидравлические тормоза встречаются за немногими исключениями только в гидро-
фицированных станках. Особенно широко распространены электромагнитные тор-
моза, т. е. механические тормоза с управлением на расстоянии посредством со-
леноидов.
Решая вопрос о выборе системы торможения для проектируемого станка, сле-
дует прежде всего учесть характер работы тормозного устройства. Если оно пред-
назначается для кратковременного действия, т. е. должно уменьшать
скорость станка до требуемой величины, чаще всего до нуля, очень быстро, в те-
чение немногих секунд или даже долей секунды, то речь может идти о механиче-
ском тормозе или электрическом торможении приводного двигателя. Нужно при
этом учитывать те широкие возможности, которыми располагает современная элек-
тротехника в части торможения электродвигателей как переменного, так и постоян-
ного тока. Окончательный выбор первой или второй системы торможения должен
быть основ .н на сопоставлении эксплуатационных особенностей обоих вариантов
и экономических показателей (стоимость устройства и эксплуатационные расходы,
включая потери энергии при торможении). Иногда для очень быстрого останова
прибегают к комбинированию обеих систем.
Тормо ные устройства длительного действия, предназначенные для
сравнительно продолжительных периодов непрерывной работы, находят в станках
редкое применение. Сюда относятся, например, тормоза зубопритирочных станков,
некоторых автоматов и полуавтоматов (для торможения распределительного вала
при переходе с быстрого ход1 на рабочий) и немногих других станков. В подоб-
ных случаях наиболее удобно применение механического или гидравлического
тормоза.
Тормозные устройства
В. Механические тормозные устройства
Кинетическая энергия масс, продолжающих двигаться по инерции после вы-
ключения станка, может быть поглшц'на сопротивлениями трения. На этом прин-
ципе основано устройство механического тор поза. Следовательно, в качестве тор-
моза можно использовать любую фрикциочну о муфту, лишив часть ее фрикцион-
ных деталей возможности вращаться. П >эгому по своей конструкции механиче-
ские тормоза принципиально не отличаются 6г фрикционных муфт. Также и в отноше-
нии управления механические тормоза соверш нио анлл шипны фрикционным муфтам:
оно может быть ручным или авто патическ :м и произвол ггься посредством рычагов,
соленоида, гидравлики или сжатого возауха.
В тяжелых станках, где кине гическа i эиерг я затормаживаемых масс велика,
торможение не должно происходить слишком быстро во избежание резких толч-
ков в передаточных механизмах. В подобных »лучаях и вообще для мягкого тор-
можения особенно удобны механические тормоза, включаемые посредством элек-
трического сервомотора (см. фиг. 438).
Анализ показывает, что тормоз целесообразно располагать на самом быстро-
ходном валу механизма. В станках с понижением оборотов от электродвигателя
х шпинделю самым быстроходным является обычно первый, реже втор й вал ко-
робки скоростей или редуктор:; на этом валу обычно и располагают тормоз. Это
гем более рационально, что на том же валу помещ йот, как правило, главную
сцепную (пусковую) муфгу, с которой желательно сблокировать тормоз.
В быстроходных станках с числами обо ютов шпинделя, превосходящими число
оборотов двигателя, т. е. с повышают тми передачами в коробке скоростей или
редукторе, наиболее быстроходным является один из промежуточных валов при-
води >го механизма или шпинтель; на нем и следует помещать тормоз.
От указанных здесь общих правил приходится иногда отступать вследствие не-
достатка места на намеченном валу, из-за трудностей в устройстве системы упра-
вления или блокировки либо по другим причинам конструктивного характера.
Пример конструкции с тормозом непосредственно на шпинделе приведен на
фиг. 435, а и б, изображающей часть коробки скоро:гей токарно-револьверного
станка. Затягивание ленты 1 на тормозном барабане 2 производится здесь гидра-
влическим цилиндром 4, растормаживание — пружи юй 3.
Тормоз блокируют обычно с главной сцепной муфтой станка, благодаря чему
тотчас же вслед за выключением этой муф»г д включается тормоз. Это достигается
проще всего объединением управления муфтой и тормоюм в одном органе — ру-
коятке, рычаге, либо кнопке — при управлении на расстоянии.
Если для торможения должен быть предварительно остановлен двигатель, как
это необходимо, например, при отсутствии сцепной муфты, то управление тор-
мозом должно быть сблокировано с управлением двигателем.
При проектировании станка с автоматизированным рабочим циклом следует
предусмотреть наряду с автоматически действующим тормозом также устройство
для аварийного торможения станка вручную.
1. Требования к материалам фрикционных элементов тор-
мозов. При уменьшении посредством механического тормоза угловой ск >рости
вата, на котором он находится, до скорости шд обращается в теплоту кинетиче-
ская энергия £ = ~ 0л/, (ш2 — и2', где 0я/) — момент инерции всех затормаживае-
мых масс, приведенный к тормозному валу. Очевидно, чго, чем выше допускаемая
температура нагревания фрикционных поверхностей во время торможения, тем
меньшими могут быть сделаны размеры тормоза. Отсюда следует, что одно из
важнейших требований, предъявляемых к материалам фрикционных деталей тор-
моза. это — требование способности этих материалов выдерживать без вреда высо-
кие температуры.
Другие необходимые качества этих материалов: а) изн состойкость в пределах
рабочих температур, давлений и скоростей скольжения и б) возможно малая иамеа-
Фиг. 435.
Тормозные устройства
469
чивость коэфициента трения в зависимости о г температуры в пределах до 200—300:
и от рабочих давлений. Остальные требования такие же, какие предъявляются
к материалам фрикционных муфт.
В тормозах станков применяют чаще всего следующие сочетания фрикционных
материалов: чугун, прессованный асбест, прессованные медно-асбестовые обкладки,
фибра по чугуну или по стали; в ленточных тормозах—-сталь (лента) с об-
кладкой из прессованного и пропитапнэго асбеста, асборезины или с медно-асбе-
стовой обкладкой, либо без них, по стати или по чугуну. Сталь — тех же
марок, которые применяются в фрикционных муфтах. Подробнее материалы, исполь-
зуемые в тормозах различных типов, указаны ниже.
Необходимые для расчетов данные о величинах коэфициента трения указаны
। ыше, в табл. 13 (стр. 463). Для среднего удельного давления на тормозных по-
герхностях допускаются значения более высокие, чем для фрикционных муфг.
С целью уменьшения износа желательно принимать расчетное значение этого да-
вления 6 кг-глР2; однако при надобности (для ограничения габаритов тор-
моза) можно допускать для сочетаний металл-металл />шах ~ Юкг'с.и2, прессованный
лсбест-металл р1пах ^12 15 /сг.'сл/2. Чем меньше начальная скорость и скольже-
ния и чем благоприятнее условия охлаждения тормозных поверхностей, тем боль-
шее значение р может быть допущено. В качестве контрольной цифры, хорошо
оправдавшей себя на практике, можно принимать (р-т’)тач до 30 кг)см2• м)сек для
колодочных, конусных, дисковых и кольцевых тормозов.
2. Типы фрикционных тормозов. Вставках находят применение фрик-
ционные тормоза: а) конусные, б) дисковые, в) с разжимным упругим кольцом
или внутренними сегментами, г) колодочные, д) ленточные. Каждый из этих тормо-
зов может быть снабжен гидравлическим или соленоидным управлением (электро-
магнитные тормоза).
Тормоза первых трех типов по конструкции совпадают или очень сходны
с соответствующими фрикционными муфтами.
Колодочные тормоза конструктивно несложны и недороги, особенно одноко-
лодочные, но из-за малой тормозной поверхности позволяют создать тормозной
момент меньший, чем тормоза других типов при тех же габаритах.
Ленточные тормоза благодаря большому углу обхвата тормозного барабана
лентой позволяют легко создать большой тормозной момент. Другие достоинства
их — простота и компактность конструкции и ма шя величина усилия включения.
Недостаток ленточного тормоза, как и всех одноколодочных и некоторых двух-
колодочных,— одностороннее давление на тормозной вал, вследствие чего в его ма-
териале возникают напряжения изгиба; повышается также износ опор этого вала.
3. Конструкции тормозов станков. Так как конусные, дисковые и
кольцевые тормоза станков очень сходны с аналогичными фрикционными муфтами,
то ниже приводится лишь небольшое число примеров, поясняющих конструкцию
тормозов этих типов. Другие примеры см. в гл. VII.
а) Конусные тормоза. В конусных тормозах неподвижной является чаще
наружная часть (чашка); включение и выключение тормоза производится осевым
перемещением конуса, который, как правило, сблокирован со сцепной муфтой,
сидящей на одном валу с ним. Типичные конструкции конусных тормозов пока-
заны, например, на приведенных выше фиг. 412, 416 и 420.
На первой из них конус 5 тормоза, изготовленный из стали или чугуна,
с обкладкой из асбеста или без нее, закреплен на втулке конуса 4 муфты. Наружный
конус 7 из чугуна привинчен к корпусу бабки. Растормаживание станка и вклю-
чение муфты облегчаются пружинами .9, упирающимися во фланец втулки 6. Близ-
кое к этому устройство имеют тормоза и в других быстроходных токарных
станках.
В конструкции по фиг. 416 (многорезцовые токарные полуавтоматы) торможение
вала 9 производится вдвиганием конуса /6, который сидит на направляющей
шпонке этого вала, в наружный конус 19 с обкладкой 17 из прессованного пропи-
танного асбеста. Штифтами 20 и винтом конус 19 скреплен с втулкой 21, при-
Муфты и тормоза
болченной фланцем к корпусу коробки. С дисковой муфтой, описанной выше
(стр. 447), тормоз сблокирова । общим механизмом управления.
R конусном тормозе продо.1ьно-фр<зерных станков по фиг. 4'20 неподвижны*
сделан внутренний ко» ус, подвижным — наружный. Блокировка тормоза с мпого-
днс.чОьой муфгой >.сна из фигуры.
Самовыключение конусных гормозо» прсдунрежтается гак же, как и самовы-
ключение конусных муфт, т. е. самой системой управления и выбором достаточно мало'»
величины конусности: угол 2а при верящие конуса (см. фиг. 430) принимается
я пределах от И '’, о ’•'-же до 32—3 °.
В качестве материалов в тормозах этого типа используются чин-- всего соче-
тания чугун, сталь или алюминиевый сплав с обкладкой из прессованного асбестг
т<, чугуну, чу: ун или сталь Ст. 5 без обк мдки по чугуну Во всех случаях—чу»
тун СЧ 1S или СЧ 15-32по ГОСТ 1412-4S. Обкладка и веет толщину 3,5 — алия при-
<реплч-,гся к металлическому ко .усу заклепками из латуни, меди или алюминия
к'-епка холодная.; если конус сделан из ал оминиевого спла. а, то я заклепки
должны быть из того же металла во избежание ко, розни.
б; Дисковые тормоза В качестве тормоза может быть использована
реакционная дисковая муфта любой к нструкпии, если ее наружный корпус (чашку)
зли фланец в однодисковой муф.е скрепить с неподвижной частью станкт. Поэтому
дисковые муфты, изображенные выше, на стр. 445 — 449, поясняют одновременно
л конструкции дисковых тормозов.
Выбор между одно- и много..исковым тормозом определяется величиной требуе-
мого тормозного мо-ента Сильное и довольно резкое торможение, характерное
для многодисковых тормозов, является одновременно и поло кисельным и отрица-
тельным свойством их: с одной стороны, такое торможение позволяет производить
быструю остановку станка (или отдел, ного механизма его), ас другой — сопрово-
ждается резким толчк. м, иногда и сотрясением всего станка, особенно при ручном
включении тормоза малоопытным рабочим.
На фиг. 436 (часть шпиндельной бабки токарного станка) показано применение
многодискового тормоза. Он юмещен на первом по кинематической цепи валу
коробки скоростей, разгруженном от давления ремней. Главная муфта этого станка
также многодисковая, но, как эю видно из фигуры, имеет число дисков большее,
чем тормоз.
Тормозные устройства
471
в) Т о р м о з а с разжимным ко л ь ц о м и л и супруги м п в и утре н-
ними сегментами. Консгрукн-и тормоши также и этого тина вполне анало-
гичны конструкциям муфт, расоют-репных hi тр. -150—451.
На фиг. 437 июбражен (упрощенно) гордо< дли единою действия с гидравли-
ческим управлением. Он примчи.н длi торможения очр.тки с изделием в станке
для отделки червячных колес. 'Гордо?,ной o.ipaoan / вр.-шиегся вместе с оправкой 2,
а две чугунные колодки 3 с обк.т-дкой из маr^pua :а на асбчсовой основе непо-
лгианы. Последнее сильно уп. ощает i и .трсфиклшю управления тормозом. Устрой-
ство в целом отличается прос।о той: величину тормозного момеша легко регу-
лировать изменяя давление в in равлическом ни шндое О тако недостатки этого
тор- о.:а — силь те нагревание фрикцион-
ных иоиерхносгей и непосто .н.тво тор-
мозною мочен in вследствие нагр-вания
гидр илическою цилиндра и увеличения
ju'ikh м«сл i --заоавляют О(дагь в по-
добных сле дах предпочтение электриче-
скому Тор1. О>ЮН1||О
г) К о л о л о иные тормоза. В
с।зеках нс (речи ю гея как одноколодочные,
Тормозной
электрооНиеапклЬ
Фиг. -137. Фиг. 133.
т ак и двухколодочпые тормоза, чаше после-’"не. Птпидсн.е двух колодок обу-
словлены стремлением изб жа.ь одно, т -р песо лаглепп . на iopM.i-.Hoii . .арабзн,
особенно если он укреплю коню.пип,, и ую ичлгь юрмоз-юй момент за счет
увеличения фрикционной нов рхнлои
Колодочные тормоза удобны там, тле д-'ам-тр тормоюй поверхности в.-лик,
благодаря чему ольшой тормозной м.>меш обюие-кн и при малом \си ин
трения. Пример такою (римеоенил кололо тою гормон показан на .риг 433:
колодка действует здесь н п тсд.-дс гвенно на обол u ia nii тбы б >л ..кого юкиного
станка. Аналоги"ное устройство может бью, пр :менено и в танках с большими
круглыми столами — карусельных, тяжелых плоск ли m [тональных и др.
Для изготовления колодок применяют обычно чугун, часто — ковкий, с обклад
кой из прессованною асбеста ил, тому под оного ма'ериата или без нее; в по-
следнем случае для умет тения веса колод. ,к их отливают и ос .а ил- е.ровшюго
чугуна или из стали. Тормозные барабаны омив(юг из чугуна СЧ 15-32, иногда из
чугуна, легированного хромом, в целях повышения износосiойкости и уменьшения веса
Барабаны малых размеров нередко из, оiонлиют из тали 45, 35 или другой
В зафаничных станках вст ечаются также барабаны из цементованной тали;
большой надобности в такой термообработке нет.
д) Ленточные тормоза. Осно ные достоинства ленточного тормоза —
возможность создания большою тормозного момента при сравнительно малом
усилии управления (стр. 476 478) и npocioiа конструкции, благодаря кот >рой
часто легко приспособить его к уже построенному станку, чтобы сократить потери
742 Муфты и тормоза
времени на выбег. Недостаток ленточного тормоза — одностороннее давление на вал
тормозного барабана (шкива).
По своей конструкции ленточные тормоза станков сходны с тормозами этого
типа, применяемыми в других машинах. Выше, на фиг. 435, приведен пример при-
менения ленточного тормоза в передней бабке револьверного станка.
На фиг. 439 изображено устройство ленточного тормоза многорезцового полу-
автомата модели 1730, передняя бабка которого была представлена на фиг. 235
(стр. 245). Тормозной барабан 1 заклинен на валу рядом с приводным шкивом
(см. поперечный разрез на фиг. 235). Тормозная лента 2, обхватывающая барабан,
одним своим концом надета на неподвижный палец 3, другим закреплена на колодке
тяги 4, шарнирно связанной с рычагом 5. Этот рычаг, поворотно укрепленный
на пальце 3, связан серьгой 6 с сердечником электромагнита 7. Пружина 8 отжи-
мает рычаг 5 кверху. При включении двигателя станка электромагнит 7 оттяги-
вает рычаг 5 вниз и оттормаживает барабан /; при включении станка соленоид
обесточивается; пружина 8 натягивает тормозную ленту 2 на барабан, и шпиндель
станка быстро останавливается.
Приведенные примеры иллюстрируют применение в станках простых ленточных
тормозов. На фиг. 440 показан диференциальный тормоз с электромагнитным
управлением.
В конструктивном отношении ленточные тормоза простые, диференциальные и
суммирующие примерно равноценны. Если тормозной барабан заклинен на ревер-
сируемом валу и тормоз должен работать при обоих направлениях вращения
последнего, то необходим суммирующий тормоз. В остальных случаях выбор
того или иного типа ленточного тормоза определяется результатами расчета
(см. ниже).
Барабаны под ленту изготовляются из тех же материалов, что и барабаны ко-
лодочных тормозов. В качестве материала для тормозной ленты применяют сталь
марок 60Г, 65Г или 50Г либо близкую к ним по химическому составу, иногда
сталь 45. К ленте толщиной 1—2 мм, реже до 3 — 4 мм (при большом диаметре
тормозного барабана), обычно прикрепляют заклепками из цветного металла (хо-
лодная клепка) обшивку из прессованного и пропитанного асбеста или тому
подобного материала, реже — из кожи, иногда хлопчатобумажную толщиной
4 — 5 мм. Нередки, впрочем, и тормоза со стальной лентой без обшивки. К кон-
цевым скобам (петлям) ленту приклепывают или приваривают.
е) Электромагнитные тормоза. Ряд достоинств электромагнит а
в качестве рабочего органа системы управления, особенно простота обслуживания,
возможность управления на расстоянии, легкость автоматизации действия и бло-
кировки объясняют чрезвычайно широкое распространение в современных станках
электромагнитных тормозов. Как уже было упомянуто, механическая часть их
может быть построена по одному из типов, рассмотренных выше. Наибольшее
применение получили в станках колодочные, а также ленточные электромагнитные
тормоза.
Тормоз с соленоидным управлением часто бывает удобно конструктивно
объединить с электродвигателем. Пример такой конструкции представлен на
фиг. 441.
При пуске двигателя ток проходит через обмотку катушки 1, сердечник 2 при-
тягивает нажимной фланец 3, и диски расходятся, растормаживая двигатель. При
выключении двигателя пружины 4 отжимают фланец 3 влево, включая тормоз
и останавливая таким образом ротор.
По быстроте действия электромагнитный тормоз превосходит все способы
чисто электрического торможения, кроме торможения противовключением. Так как
электромагнит растормаживает станок или двигатель, а торможение производится
пружинами, то колебания напряжения в сети практически не влияют на работу
тормозов этого типа. Стоимость электромеханического тормоза ниже, чем чисто
электрических устройств. Это необходимо учитывать при выборе системы тормо-
жения.
Муфты и тормоза
Г. Указания
по расчету тормозов
тормоза необходимо прежде всего определить
Путь Л4С—момент всех сопротивлений в си-
'пр — суммарный момент инерции зэтормажи-
угловая скорость этого вала в .момент
и <о0—соответственно начальная и конечная угловые скорости; 7' —
периода торможения. Тогда уравнение движения тормозного вала
Лая расчета основных размеров
величину тормозного момента Л’т.
пеме, отнесенный к тормозному валу; Й,
ьдемых масс, приведенный к тому же валу; <о
времени t; о>1
длительность
может быть написано в форме
(Мт -ф Лф.) • dt 4- 0„;j • dm = 0,
(54. 1)
откуда
т
j Mm-dt =
о
du>
т
(54. 2)
о
Сопротивления трения можно принжь неизменными для всего периода юрмо-
жения, т. е. Л1С = const. Тормозной момент изменяется в течение этого периода
по некоторому закону Л-!,„ == F(t), зависящему от конструкции
тормозного устройства, от системы управления и способа вклю-
чения тормоза. Так как в последнем уравнении 9Я/, = const, то
оно может быть написано в виде
брома
Фиг. 442.
J Л1т • dt — (cOj — — Л1С- Т.
Для случая потного торможения, до остнова,
нимать здесь о>0 = 0.
Зав.симоС1Ь /,% —F(/) может иметь весьма
форму (см., наприм-р, фиг. 442, л .нии I —4'.
Если Л w иых — наибольшее значение тормозного момента, то, вводя
т
— j dt = k • Л п1 ша;,
и
нужно при-
различную
тозначениг
М т ер
(54. 4,
где всегда k <"
можно накисать
1 и зависит от
характера кривой Л'т = F(t), уравнение (54 31
или, подставляя
А( т ср '
1 — »’о) “ 2ИС- Т
(54. 5;
Т.П-1
сюда а>. = ~ ,
1 <з0
Мтср - -у
__
'о = 30 >
Г. ()лм («I “ По)
- Ме.
(54. 5)
Если исходить при расчете Мтср или
тормозного вала за время Т торможения
вала падает по линейному закону, то
Мт max чз суммарного числа ftf,- оборотов
и допустить, что угловая скорость этого
<оср-Т =
т ‘"о -т ____
2
Следовательно, равенство
Л4т ср
2nnm и отсюда T = 4~n'n = -~°Пт Сек. (54. п
(54. 6) принимает вид
«?-«о
___ ft
Х00 пР п
В «2
0»»д Т1\ Т1(\
1150
П/п
(54. 8)
_ Мт ср
Мт шах —
^пр
1150*
1‘т '
мс
к •
(54. 9)
Тормозные устройства
475
Для торможения до останова, т. е.
ш0 = 0, nQ — 0, получается
____г'!пп_ _ м,.
1150 Д’ п m k
(54. 10)
Чтобы тормоз не получался без надобности большим и тяжелым, расчет его
целесообразно вести, исходя из значения .VW(7,, так как Мт изменяется очень
быстро, и ЛД| ;пах имеет место при каждом торможении лишь в течение чрезвычайно
короткого времени.
Значения коэфициента k лежат в широких пределах, как показывают четыре
кривые на фиг. 442, построенные
непрерывном нарастании Л':т от О
при t = 0 до Л’,„ „|ах при t = Т но
линейному закону коэфнциент А
рзв~и 0,5. Поэюму, если при проек-
тировании станка форма кривой’
Л’п, — A’ t) не известна из ош.н<>в
(как это в большинстве, случаев и
бывает на практике), можно при-
нимать для расчета Л1„, 1Пах ио вы-
шеприведенным формулам значение
4 = 0,5--как правило, с запасом.
Расчетный тормозной момент
Мтер или A'pimai обозначен везде в
дальнейшем Л4,
а) Расчет тормозов ко-
нусных, дисковых и с упру-
гим р а з ж и м н li м к о л ь ц о
или сегментами производится
по тем же формулам, которые слу-
жат для расчета фрикционных муфт
«надо! шшы < типов (cip. 458—-463).
для тормозов различных конструкций. При
б) Расчет колодочных тормозов. Исследование показывает, что
давление распределяется по тормозной поверхности колодки неравномерно. Нели
колодка скреил.-на с рычагом неподвижно (фиг. 443), то удельное давление на
тормозной поверхности подчиняема зависимости
Р = /’max-S’ll ?. (54.11)
где угол ф отсчитывается от линии ООХ, как показано на схеме. Необходимые
конструктивные размеры колодки можно выбра1ь в таком случае на основании
зависимости
М =- \f-p-R2-b dy —f-pmax-R3-b\ siii'i-c/p, (54 12)
fl tl
t. e.
A' =/’Pmai’/?2’/>(cos?1- cos?,) = - (cos-J, - cos-j,) (54. 13)
Здесь D = 2R — диаметр фрикционной поверхности; b — рабочая ширина колодки;
/—коэфициент трения; /ттах— наибольшее допускаемое удельное давление, а зна-
чения <pj и ?а указаны на фигуре.
476 Муфты п тормола
Так как обычно D и b—в мм, а р — в /сг/сщ2, то
/И = f 4Q)dx 7)2-/? (cos cfj — cos ®2) кгмм.
Тормозное усилие Q найдется из условия (фиг. 443)
Q h — Nx • е ф- Fy • s - • е = О
(54. 14)
(54. 15)
или, так как Fx—f-Ny, Fv — f-Mx,
Q-h = (е - /.$)уг4- f.e. Ny". (54. 16)
Здесь
чд F f.
Nx = j dN' - sin ® = ) p- R- b- sin ® rf® = pmjx • R-b ) sin3 p• dp-,
<₽; <pt cp,
Ny — J dN’ cos p = j p R• b• sin ® • cos p dp = R- b\ sin ® cos p dp.
Т1 Ti
Обозначим для краткости входящие сюда множители:
<₽. ,<₽2
- sin 2<? 2 (^2 — Ti) — (sin 2<р2 — sin 2'+i)
4 - 4
Ч>1 Т1
<₽ <р
\ . , | cos2 ; cos", у . cos-r
sin ср • cos cp- dp = ---------------------— =-------------------------------— = B.
<₽1 <P1
(54. 17)
I
(54.18)
Так как, кроме того, согласно уравнению (54. 13)
/'max R b — (cos cos
то усилие Q определяется из уравнения (54. 16) в следующем виде:
Q = -оу ------------ ( —, о-~Д + в} . (54. 19)
R (cos fj cos ср2) \ f-h h ) '
Для колодки, укрепленной на рычаге поворотно, удельное давление на тормоз-
ной поверхности распределяется по иному закону, и соотношения получаются
отличными от приведенных выше.
в) Расчет ленточных тормозов. Пользуясь методом, примененным
на стр. 460—463, легко найти усилия, действующие в набегающем 1 (фиг. 444)
и в сбегающем 2 концах тормозной ленты. При обозначениях фиг. 444 фор-
мулы (53.54) примут форму
, _ 24-1 п _ 24-1 1
1 В ' >-.Г ' !
(54. 20)
где М — тормозной момент; /—коэфициент трения ленты о тормозной шкив;
а —- угол обхвата в радианах.
Если b — ширина ленты, то по уравнению (53. 55) при z — 1
D2-b= -4^-- -. (54.21)
J-ч-Рср v ’
Здесь рср—среднее удельное давление на фрикционных поверхностях тормоза.
Эго давление различно в различных точках ленты и изменяется по закону, кото-
Тормоз/иле устройства
477
рый выражается формулой (53. 49). Так как толщина х ленты очень мала сравни-
_ D .
гельно с диаметром D тормозного шкива, то, принимая с — &—— 5^1, можно на-
писать
/>. = pu-eff
Согласно формуле (53. 48) здесь
20»
D-b
(54. 22)
/'о =
4/11
/Д2Щ
(54. 23)
Следовательно,
/5пах
JA1
7)5 ~а
и износ поверхности ленты будет
па набегающем участке.
Лента проверяется на разрыв в
сечении ее, т. е. в наиболее слабом
участка АВ (фиг. 444). Растягивающее на-
пряжение
оо.'П.ше
опасном
сечении
(54 25
где 7>j ширина ленты за вычетом отверстий
под заклепки и пр. а 5 — то шиша ее, н;
должно превышать примерно 1/., предела
текучести стали, из которой изготовлена
лента. Сечение обшивки из прессованного
асбеста, кожи и пр в этом расчете
принимается во внимание.
Пользуясь найденными значениями Q),
необходимого для затягивания тормоза.
системы управления, типо-размер электромтнита, при ручном управлении—длину
и сечение тормозного рычага и пр. Величина
равновесия рычага. Например, при схеме
- К <> 4 Qt ct
Ш
(54. 24)
легко установить величину усилия К,
-Jiо усилие определяет размеры де1алей
просто находится из условия
по фиг. 444 (диференциальный тормоз)
4. 0. (54.26)
па рычаг, положительными, когда они
тормозного шкива, и отрицательными
Если считать моменты, действующие
вращают рычаг в направлении вращения
в противоположном случае, то условие равновесия можно написать в общем виде
/Ttf-J-ClTO. + О,щ2 = 0, (54.27)
2.11
или иначе, если ооозначить для краткости - — В:
^д + _Г_(Г1.^ + г.г) = о;
отсюда
(54. 28)
и
Ка
В ci
/“+-2- + 1
Ci /\- а е2
е” \
(54. 29)
1 ’
Q
478
Муфты и тормоза
Эти формулы сохраняют силу для любого направления вращения тормозного
шкива, если всегда относить индекс 1 — к набегающему, индекс 2 — к сбегаю-
щему концу ленты. Отсюда ясно, что при реверсировании тормозного вала необ-
ходимое для торможения усилие К меняет свою величину. Например, для дифе-
ренциального тормоза по фиг. 444 при вращении тормозного вала по часовой
стрелке:
/<'. а = - F , 154. 30)
F" ]
а при вращении его против часовой стрелки и неизменных размерах с, и с,:
п К’ C'-ef” + с„ л
Следовательно, отношение — ——-----------" больше или меньше единицы в за-
F" с2 + с,
висимости от отношения длин плеч с2.
Усилие К для включения тормоза будет одинаково по величине и по нанравте-
нию при обоих направлениях вращения только при условии [см. уравнения (54.30)
и (54.31)]:
с^-е^ф- с2 = с2- е>а -f- С], т. е. с., — q. (54.32)
Отход ленты от тормозного шкива при растормаживании должен составлять
примерно 1 мм (обычно — в пределах 1—3 .и.и). Необходимый для этого угол
поворота рычага проще всего определить графически.
Точно так же графически находится давление S на тормозной вал (см. по-
строение на фиг. 444), О значениях коэфициента трения / было сказано выше
(стр. 463).
Отечественные исследования показали, что для некоторых сортов фрикционных
материалов, имеющих в основе пропитанный асбест, коэфициент трения в про-
цессе торможения сильно понижается, например, с расчетного значения 0,33
до 0,15—0,18. Не следует поэтому принимать для величины / верхние из указы-
ваемых значений.
Угол обхвата а лежит для ленточных тормозов в пределах от 200 до 260°.
При необходимости, например, обойти валик в коробке скоростей и тому подоб-
ных случаях для обеспечения такого угла вводят промежуточный барабан или
ролик, огибаемый тормозной лентой.
Для полной надежности работы тормоза целесообразно вводить в расчеты
вместо тормозного момента М увеличенное значение (1,25-ь 1,5)М.
Проверочный расчет спроектированного тормоза на нагрев весьма желателен.
Однако определение температуры работающего тормоза расчетным путем пред-
ставляет непреодоленные еще трудности. Поэтому в настоящее время поверку на
нагрев следует производить испытанием опытного образца на стенде в условиях,
возможно близких к эксплуатационным.
ЛИТЕРАТУРА
I. Нормаш станкостроения (ЭНИМС) Р94-10, Р94-1, Р94-2 (изд. 1951 г.).
2. Энциклопедический справочник „Машиностроение", т. 2, гл. VIII, Машгиз, 1948; т. 9.
гл. II, Машгиз. 1949.
3. ЭНИМС. Руководящие материалы по многодисковым фрикционным муфтам М. 1943-
4. 3. Ш. Блох, Расчет карданных передач, «Расчеты и проектирование сельскохо-
зяйственных машин", М. 1938.
5. Б. А. И в а но в. Соединения валов (муфты), Энциклопедический справочник «Маши-
ностроение*, т. 2, Машгиз, 1948.
6. В. Н. Комиссаров и И. Я. Тимофеев. Соединительные муфты, изд. ЭНИМС,
ОНТИ НКТП, 1936.
7. В. Н. Комиссаров и И. Я. Тим офе-е в, Тормозы, изд. ЭНИМС, ОНТИ НКТП.
Jluiepaiypa 479
8. С. А. Лаврентьев, Исслед ванне трения первого рода цнлипдническчх тел
Доклады на Всесоюзной конференции ио трению и износу в машинах, т. 11, изд. АН СССР,
М. 1940.
9. М. И. Лысов, Карданные механизмы, Машгиз. 1945.
10. Д. Н. Р шетов, Расчет дет ,лей станков, Машгиз. 1'115.
11. Д. Н. Решетов, Проектирование само соки асы с па гнонов, «Станки и инстру-
мент* К: 2/3, 1942.
12. И. А. Ростовцев, Скорости включения кулачных муфг в цепи подач металло-
режущих станков, «Труды Всесоюзной конференции но с танкостроению*, т. 11, Машгиз.
1946.
13. Г. И. Т у р и л о в, Теория и графическое иссле.тование муфты Ольдгема, «Труды
МММИ им. Бахмана*, вып. 4/1, Мапшздат, 1915, или „Весишк инженеров и техников*
№ 5. 1936.
14. Е А. Чудаков, Совместная работа фрикционной муфты и сменной шетереича-
той передачи, „Известия Академии Паук СССР, Отд. техн, наук* № 8, 19.39.
15. В. А. Амбаров, Револьверный станок с актом.! тированным переключением чисел
оборотов шпинделя. „Станки и инструмент* №8, 1948.
16. Н. К. Куликов, Расчет роликового механизма свободного хода на прочность.
„Вестник машиностроения* № 2, 19.Л.
17. 11. С. А ч е р к а и, Расчет некоторых типов фрикционных муфт станков в связи
с различными теориями распределения давления на рабочих -оверхпостях. «Труды Москов
ского Станкоинструментального института им. И. В. (.„талина*, вин. 9, М. 1940.
ГЛАВА XI
МЕХАНИЗМЫ ДЛЯ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО
И ПЛОСКОГО ДВИЖЕНИЙ
§ 55. ТИПЫ МЕХАНИЗМОВ, ПРИМЕНЯЕМЫХ В СТАНКАХ
ДЛЯ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ ПЛОСКОГО ДВИЖЕНИЯ
Из всех видов движения в плоскости наиболее частое в металлорежущих
станках, за исключением кругового, — прямолинейное. Главное рабочее движение
является прямолинейным в станках лишь немногих типов — в строгальных и дол-
бежных, в том числе и в зубообрабатывающих, относящихся к этой группе, в про-
тяжных станках, в ленточных и ножовочных пилах, в опиловочных станках и
в станках, работающих абразивной лентой. Напротив, движения подач прямоли-
нейны в большинстве типов станков; в прямолинейном направлении производятся
в большинстве случаев также установочные движения. Поэтому устройства, осу-
ществляющие прям линейное движение, используются чаще в механизмах движения
подачи и установочных, чем в механизмах главного движения.
Скорости резания, как правило, во много раз превышают скорости подач, а
выбор механизма, преобразующего исходное вращательное движение в прямоли-
нейное, сильно зависит от порядка величины требуемых скоростей; поэтому в станках
особенно распространены те механизмы рассматриваемого назначения, которые
позволяют получить малое передаточное отношение (см. ниже).
Значительно реже прямолинейного требуются в станках плоские движения более
сложного вида, как, например, движение подачи при обработке фасонных тел вра-
щения резцом или шлифовальным кругом, при фрезеровании штампов и кулачков
и т. п. Такие движения осуществляются в станках при помощи кулачков, различ-
ного рода копировальных устройств и пантографов.
В кинематической цепи элемеша, которому нужно сообщить плоское движение,
исходным является обычно вращательное движение начального звена этой цепи.
Поэтому в кинематическую цепь должен быть введен механизм, преобразующий
вращательное движение. Надобность в нем отпадает, когда требуемое движение —
прямолинейное, а инструмент имеет притом форму бесконечной лен гы, движущейся
постоянно в одном направлении (ленточные пилы, ленточно-опиловочные, ленточно-
шлифовальные станки) или если подача заготовок к инструменту производится
цепью либо лентой (цепные полуавтоматы для наружного протягивания). В станках
всех других типов длина хода любого рабочего элемента, движущегося в неизмен-
ной плоскости, по необходимости ограничена, и для возврата инструмента или
обрабатываемой заготовки в исходное положение необходимо такое движение ревер-
сировать. Это может быть сделано при помощи механических или электромехани-
ческих устройств, посредством реверсирования электродвигателя или посредством
изменения направления потока масла, если реверсируемый элемент получает дви-
жение от гидропривода (см. гл. XIII).
В соответствии со сказанным все механизмы для прямолинейного движения
можно подразделить на механизмы, требующие реверсирующего устройства, и меха-
низмы возвратно-поступательного движения.
Типы механизмов, применяемых останках для осуществления плоского движения 481
В современных металлорежущих станках для прямолинейных переме-
щений используются следующие механизмы:
1) зубчатое колесо-рейка или зубчатый сектор-рейка; 2) червяк-рейка; 3) хо-
довой винт-гайка или гайка-ходовой винт; 4) кулак-рычаг или кулак-толкатель;
5) кривошипно-шатунный механизм; 6) кулисные механизмы различных типов;
7) многозвенные шарнирные механизмы, последним звеном которых является рейка;
8) канатный привод; 9) копировальные устройства; 10) гидравлические устройства;
для получения непрямолинейных перемещений в плоскости:
1) пантографы; 2) копировальные устройства, разнообразные по принципу работы
и конструкции.
Выбор типа механизма, осуществляющего требуемое плоское движение, зависит
от ряда факторов. Главные из них: а) характер этого движения (прямолинейное
или криволинейное); б) требуемая точность перемещений; в) скорость движения и
допускаемые колебания ее: г) частота реверсирования; д) степень автоматизации
цикла работы станка.
При выборе устройства, осуществляющего в проектируемом станке требуемое
плоское движение, необходимо прежде всего сопоставить возможные механические
варианты решения с гидравлическим. Гидропривод обладает рядом достоинств,
которые, во многих случаях заставляют отдать ему предпочтение. Важнейшие из
них—возможность бесступенчатого регулирования скорости движения в широком
диапазоне; простота регулирования, которое можно производить и на ходу станка;
удобство автоматизации цикла; плавность движения; меньшие толчки при реверси-
ровании хода; удобство защиты станка от перегрузок; самосмазываемость. Весь
гидроагрегат может быть собран как отдельный узел и целиком встроен в станок.
Нередко число деталей станка при гидравлическом варианте значительно меньше,
чем при механических.
По этим причинам гидравлический привод прямолинейного движения не только
полностью вытеснил механические устройства в протяжных станках и в шлифо-
вальных (подача стола) и широко используется в силовых головках для агрегат-
ных станков, но с каждым годом находит все более широкое применение также
в станках многих других типов, где. прежде использовались лишь механические
устройства.
Наиболее существенный недостаток гидропривода — колебания установленной
скорости движения вследствие повышения температуры масла в системе и обусло-
вленного этим уменьшения его вязкости, что приводит к непостоянству утечек.
Этот недостаток, который может быть лишь ослаблен специальными автоматически
действующими устройствами, не позволяет пока гидрофицировать такие цепи подач,
скорости которых должны быть строго согласованы со скоростями других дви-
жений в станке, как, например, цепи подач винторезных станков.
Очень важное значение при выборе варианта механизма прямолинейного движе-
ния для проектируемого станка имеют экономические показатели— металлоемкость,
стоимость изготовления или приобретения, эксплуатационные расходы, степень
сложности ремонта, наличие отечественных материалов, необходимых для изготовле-
ния механизма. В ряде случаев именно эти показатели приобретают решающее
значение для предпочтения определенного варианта всем другим.
§ 55. ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО-РЕЙКА ИЛИ ЗУБЧАТЫЙ СЕКТОР-РЕЙКА
А. Общие положения
Передачи этого типа пригодны для наибольших требуемых в станках скоростей
прямолинейного движения, так как для металлических зубчатых колес в настоящее
время допускаются окружные скорости до 80 м)сек, т. е. примерно до 5000 м)мин.
/1 ля очень малых скоростей, какие бывают иногда нужны в узлах подачи, зубчато
реечная передача не всегда пригодна, так как зазоры в зацеплении приводят
к тому, что скорость движения супорта или сюда получается непостоянной, и
подача происходит рывками. Чтобы избежать этого, нужна косозубая передача,
31 Ачеркан 1336
482 Мех.онизчы для осуществления прямолинейного а плоского дяижени'1
шестерня и рейка должны быть нарезаны сочень высокой точностью, что далеко
не ьсегда экономически оправдывается.
Если наибольшая потребная длина хода мала то нередко можно применить
вместо юлеса зубчатый сектор в сопряжении с рейкой, как это часто делается
в приводе поперечных супоргов токарных автоматов, в приводе шпинделя-ползуна
(штосселя) зубодолбежных станков.
Основное достоинство механизмов рассматриваемого вида — высокий к. п. д,,
возможност., получения больших скоростей перемещения ведомого элемента, малое
количество деталей и сравнительная простога изготовления их. Из-за загаров
в зацеплении, которые относительно больше, чем в паре винт — гайка, и биени
шестерни эта передача значительно уступает в отношении точности и плавности
работы передаче витом и гайкой.
Для осуществления прямолинейного движения с перемещаемой частью должна
быть связана либо рейка, как это делается, например, в приводе стола продольно-
строгальных и строгально фрезерных станков, в механизме подач сверлильного
шпинделя, в приводе подач сунортов токарных автоматов и т. д., либо зубчатое
колесо В последнем случае рейка прикреплена к неподвижной части станка, а
валик или ось колеса сидит в стенках корпуса или приливах движущейся части
станка. Такая схема устройства типична, например, для механизмов продольных
подач токарных и револьверных супортов, шпиндельных головок радиально-свер-
лильных станков.
В том случае, когда рейка должна быть скреплена с подвижной час>ью станка,
а последняя наряду с прямолинейным должна получать та1 же вращательное дви-
жение, возможны два конструктивных решения: 1) круглая рейка или 2) втулка
с нарезанной на ней плоский рейкой, налезая на деталь станка, движущуюся воз-
вратно-поступательно. и скрепленная с ней только в осевом направлении. Первая
конструкция типична для привода шпинделя многих зубодолбежных станков. Вто-
рой вариант широко используется в приводе подач шпинделя сверлильных станков
и встречается также в более новых моделях зубодолбежных станков.
При малой окружной скорости реечного колеса, порядка скоростей подачи,
передача чаше всего делается прямозубой. При более высоких скоростях приме-
няют большей частью косозубые реечные передачи, а иногда и шевронные. В по-
следнем случае ведомый элемент передачи состоит из двух расположенных рядом
косозубых реек (вследствие отсутствия станков для нарезания на полосе шеврон-
ного зуба с цельной острой вершиной). Преимущества косозубой и шевронной
реечной передачи — больший, чем у прямозубой, коэфициент перекрытия и более
высокая плавность работы передачи при большом числе зубьев реечной шестерни.
Некоторый недостаток косозубой реечной передачи по сравнению с прямозубой
и шевронной — наличие бокового усилия.
В большинстве случаев применения реечного привода передача состоит из одной
пары элементов. В тяжелых продольно-строгальных станках с широким столом,
который движется по трем или более направляющим (см. стр. 141, 145 и 164),
стол приводится с помощью двух реек, привинченных к столу. Привод к рейкам
состоит в подобных случаях из двух совершенно одинаковых и симметрично рас-
положенных механизмов. При наличии третьей — средней — направляющей иное
устройство реечного привода было бы затруднительно.
Б. Материалы зубчатого колеса и рейки и их термическая обработка
Материалы реечного колеса или сектора и рейки и термическая обработка их
выбираются в зависимости от условий работы передачи и располагаемых для нее
габаритов. Если место позволяет взять модуль зацепления и ширину элементов
передачи достаточно большими, в качестве материала их часто вполне пригоден
чугун класса М или класса 1 (см. табл. 5 на стр. 123). В последние годы для этих
деталей применяют также модифицированный чугун (см. стр. 124). Некоторые
заводы изготовляют реечное колесо и рейку продольно-строгальных станков из
Зубчатое колесо или зубчатый сектор и рейка
483
кованой стали типа 35 или 45, подвергая ее термическому улучшению с отпуском
до 77^ = 230-г-260,
В механизмах подач, где окружная скорость реечного колеса очень мала, а
усилие, действующее на зуб, нередко достигает большой величины, в качестве
материала для колеса и рейки приходится пользоваться различными марками стали,
иногда легированной.
Во всех случаях выбор материалов зубчатого колеса и рейки определяется
результатами проверочного расчета передачи наряду с подсчетом стоимости.
В. Конструкции элементов реечной передачи Примеры выполненных
конструкций
Рейку изготовляют либо цельной, либо из отдельных частей, в зависимости от
ее длины и имеющегося на заводе оборудования. Нужно иметь в виду, что суще-
ствующие станки позволяют в большинстве случаев фрезеровать зубья на секциях
длиной только до 1000—1200 мм; более крупные
рейконарезные станки встречаются на станкозаводах
редко. Поэтому длинные рейки продольно-строгальных,
токарных и других станков делают составными.
короткие рейки поперечных супортов
токарных многорезцовых станков, автоматов
и полуавтоматов, рейки подачи шпинделя
сверлильных станков и т. д изготовляются
цельными. Рейки подачи сверлильных шпин-
делей сверлильных и расточных станков
обычно нарезают непосредственно на шпин-
дельной втулке (фиг. 445, деталь сверлиль-
ного полуавтомата). Аналогичное решение
применяют также при конструировании
шпиндельных втулок (пинолей) фрезерных
станков и в приводе шпинделя ползуна зу-
бодолбежных станков (фиг. 446, разрез
су порта зубодолбежного станка модели 514).
Фиг. 446.
Фш П5.
Иногда рейки нарезают непосредственно и на других деталях станков, например,
на нижних салазках супортов револьверных станков и автоматов.
Крепление рейки к соответствующей детали станка производится обычно вин-
тами, и положение ее фиксируется контрольными штифтами.
В большинстве продольно-строгальных станков рейка укреплена вдоль оси сим-
метрии стола на одинаковых расстояниях от обеих направляющих. Иногда приме-
няют привод на две рейки также при небольшой ширине стола или смещают рейку
к передней направляющей станины, исходя из того, что работа чаще производится
да передней половине стола, ближайшей к фронту станка; при таком расположе-
нии рейки ухудшаются условия работы стола, koi да приходится строгать, исполь-
вуя также его заднюю половину.
Конструкция реечного зубчатого колеса не требует особых пояснений Диаметр
реечного колеса пр игольно-строгальных станков стараются делать по возможности
большим — не менее 600 — 700 мм — С целью уменьшения его числа оборотов
484 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
в минуту и увеличения коэфициента перекрытия зацепления. Ширина венца этих
колес нередко доходит до 20—25 мм и больше, составляя иногда 250—300 мм.
Ширина и модуль проверяются расчетом.
В механизмах подач диаметр реечного колеса часто по необходимости делается
малым, и число его зубьев получается вследствие этого низким — 12—11, а иногда
и меньше. В подобных случаях зацепление нужно исправить (корригировать),
чтобы избежать подрезания зубьев реечного колеса.
Фиг. 417.
На фиг. 447 — 449 приведено несколько примеров конструкций привода прямо-
линейного движения с помощью реечной передачи.
На первой из нах изображен привод продольно-строгального станка Все
колеса этого механизма — косозубые. Осевых давлений на валах можно избежать
соответовенным подбором углов спирали зубьев колес (см. стр. 243). Напра-
вление наклон! зубьев рейки выбирается с таким расчетом, чтобы боковое давле-
ние на нее было противоп >ложно боковому давлению резца на стол: это вырав-
нивает, по крайней мере частичной для большинства случаев обработки (подача -
от рабочего), давления на обе направляющие стола и таким образом способствует
одинаковой долговечности их.
Некоторые станкооводы изготовтчют косозубыми все колеса этого привода за
исключением реечного, которое и.>еег прямые зуоья. Эго объясняется главным
Зубчатое колесо или зубчатый сектор и рейка
485
образом стремлением обеспечить одинаковые условия нагрузки направляющих при
работе с подачей от себя и на себя и избежать опасности всползания стола на
одну из направляющих при суммировании давления подачи и бокового давления
на рейку, обусловленного наклоном ее зубьев.
На фиг. 448, а изображена схема, а на фиг. 448,6—конструктивное выпол-
нение привода подачи шлифовальных бабок плоскошлифовального полуавтомата.
Как видно из второй фигуры, левая бабка соединена через предохранительную
пружину (буфер) 2 со штоком поршня / и таким образом получает быстрое или
медленное движение подачи непосредственно от гидросистемы станка. На штанге 5,
скрепленной с этой бабкой посредством гайки 4 и кронштейна 3, сидит непо-
движно в осевом направлении втулка 6 с рейкой 7; последняя постоянно сцеплена
с зубчатым колесом 8, свободно вращающимся на неподвижной оси. С этим коле-
сом постоянно сцеплена вторая рейка 9, прикрепленная снизу к салазкам правой
шлифовальной бабки. Таким образом, обе бабки перемещаются всегда с одинако-
вой, но противоположной по направлению скоростью подачи.
Сходный по идее конструктивный принцип используется довольно часто в при-
воде подач супортов токарных полуавтоматов; прямолинейное движение рейки
преобразуется во вращательное движение зубчатого колеса, а это движение —
486 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
в прямолинейное движение второй рейки, горизонтальной, наклонной или верти-
кальной. Если сделать при этом зубчатое колесо достаточно широким, то оно
может передавать движение одновременно нескольким рейкам, произвольно располо-
женным в нескольких плоскостях. Эта
возможность используется особенно часто
в механизмах управления станков (гл. XIV).
Типичный пример реечной передачи, в
которой ведущим элементом является не
полное зубчатое колесо, а сектор, пред-
ставлен на фиг. 449, схематически изобра-
жающей механизм подачи переднего, заднего
и вертикального супортов одношпиндельного
токарного автомата. Такое решение уместно
во всех случаях, где длина хода прямоли-
нейно движущейся части станка мала.
Г. Указания по расчету реечных передач
Проверочный расчет зубчатого колеса
и рейки производится по формулам, извест-
ным из курса „Детали машин".
ссчитывать на износостойкость нет надоб-
ности, и для них достаточно ограничиться проверкой прочности зуба колеса.
Как упоминалось выше, число зубьев реечного колеса получается иногда по
условиям располагаемого места малым — 12, И и меньше. В подобных случаях
избежать вредного подреза зубьев колеса можно одним из следующих способов:
1) смещением профиля зубьев при сохранении стандартного угла профиля исход-
ного контура ад = 20°;
2) применением косого зуба; при значении з.д — 20° практическое предельное
число д^|п зубьев колеса, при котором еще не получается вредного подреза, опре-
деляется в зависимости от угла р наклона зубьев следующим образом:
z^hl= 14 13 12 11 10 9 8 7
? = 0° 13° 19° 23° 28° 32е 35° 39°;
комбинируя наклон зубьев со смещением профиля, всегда можно сделать число
зубьев реечного колеса достаточно малым без того, чтобы угол р получился слиш-
ком большим, а осевое давление чрезмерным;
3| увеличением угла ад: при ад = 25° — 9, при ad = 30° z„ln = 7. Однако
необходимость в нестандартном зуборезном инструменте делает этот способ эко-
номически оправданным лишь при достаточно большой серии станков.
Усилия, необходимые для рас юта реечной передачи, определяются согласно
указаниям § 11.
§ 57. ЧЕРВЯК И РЕЙКА ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ ЭТИХ ПЕРЕДАЧ
В СТАНКАХ
Червячно-реечная передача работает много плавнее, чем передача зубчатым
колесом и рейкой благодаря тому, что в зацеплении находятся одновременно не-
сколько пар зубьев. Также и реверсирование происходит при этой передаче более
плавно, так как в отличие от приводов, описанных в предыдущем параграфе, здесь
отсутствуют реверсируемые колеса большого диаметра. Подбирая соответствующим
образом число заходов червяка и число его оборотов в минуту, можно при помощи
червячно-реечной передачи получать и низкие скорости движения, необходимые
для подач, и сравнительно высокие.
Червячно-реечную передачу удобно применять в станках с большой длиной
хода, где ходовой винт требуемой жесткости должен был бы иметь большой диаметр.
Червяк и рейка
тяжелых условиях работы передачи Однако не-
материалов, связанное с повышенным расходом
Фиг- 450.
Червяк, работающий в сопряжении с рейкой, из) отовляется большей частью
из стали типа 45, подвергаемой термическому улучшению и отпуску, из хромистой
пали типа 15Х или 20Х. цементуемой и закаливаемой, много реже — из каче-
ственной бронзы Материалом для рейки служит обычно антифрикционный чугуи,
реже - - сталь в паре с бронзовым червяком. В некоторых станках рейка — брон-
зовая и работает со стальным червяком. Опыт показал хорошую износостойкость
такого сочетания материалов при
обходимое!ь такого „обращения"
бронзы, должна бьнь обязательно
доказана опытом или расчетом.
[?> станках применяются чер-
вячно-реечные передачи двух
типов: с прямозубой или косозу-
бой рейкой обычной формы
(фиг. 450) или с червячной рейкой
(фиг. 451). В механизмах первого
типа червяк располагается обычно
под углом к оси рейки (см., на-
пример, фиг. 452), что позво-
ляет сделать диаметр шестерни,
«едущей червяк, достаточно боль-
шим; это способствует большой
плавности работы передачи при
условии качественного изготовления
типа с червячной рейкой (которая представляет собой как бы часть длинной гайки)
<>. и червяка и рейки должны быть параллельны. Поэтому диаметр окружности
еыступов ведущей червяк шестерни должен быть меньше внутреннего диаметра
червяка; как известно, это неблагоприятно влияет на плавность работы меха-
низма и на его к. п. л. С другой стороны, условия работы передач второго
типа, где контакт происходи’ по всей поверхности ьлтков (теоретически), значи-
тельно благоприятнее, чем
условия работы передач с
обычной рейкой,с точечным
контактом витков червяка
и зебьев рейки. Практически
эти различия несколько
сглаживаются неизбежными
псп решностями обработки в
передачах с червячной рей-
кой и деформациями по-
верхностей в зоне контак-
та— в передачах с обычной
рейкой.
Рейки обычного типа, используемые в рассматриваемых передачах, ничем не
отличаются от тех, которые работают в сопряжении с зубчтым колесом.
Пример червячно-реечного привода приведен на Фиг. 452, изображающей при-
вод стола двухстоечного четырехсупортного продольпо-строгальпо!о станка модели
724 (1500X4000 мм}. Передача от двш ателя к червяку состоит здесь всего лишь
из одной пары зубчатых колес.
Совершенно оригинальная конструкция червяка была применена в проекте
привода стола горизонтально-расточного станка модели 265Г (фиг. 453). От чер-
няка 4, приводимого непосредственно от электродвигателя, вращение передается
червячному колесу 6, внутри которого свободно сидят на осях сателлиты 5. Они
ьращают центральное зубчатое колесо 7, заклиненное на валу 8. На этом же валу
сидит на шпонке длинное цилиндрическое зубчатое колесо 3 (z = 41, т = 5 л/м),
носюлпно сцепленное с колесом 2 (Z - 42, т 5 м ч), на котором нарезана одно-
обоих элементов ее. В передачах второго
Фиг. 451.
488 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Фиг. 4 id.
Ходивой вит и гайки
489
заходная червячная резьба модуля 10 мм. Таким образом, деталь 2 представляет
собой одновременно зубчатое колесо и червяк, сцепляющийся с червячной рей-
кой 1. При такой конструкции отпадает необходимость в отдельном зубчатом
колесе на валу червяка 2, но витки и зубья червяка-колеса ослабляются перере-
зывающими их канавками, и рабочие поверхности их, несущие нагрузку, полу-
чаются уменьшенными.
§ 58. ХОДОВОЙ ВИН Г И ГАЙКА
А. Общие положения. Области применения в станках
Основными достоинствами пары винт - гайка, обусловившими чрезвычайно ши-
рокое использование ее в станках самых различных типов, являются высокая точ-
ность осуществляемых ею перемещений и возможность большого понижения ско-
рости (редукции). Именно по этим причинам передача винт — гайка (в дальнейшем
для краткости „винтовая передача") применяется во всех тех механизмах подачи,
а также в тех установочных устройствах, которые должны обеспечивать высокую
точность и равномерность перемещений, как, например, в высокоточных винторез-
ных и в резьбошлифовальных станках. Другие достоинства этой передачи - плав-
ность и бесшумность работы, легкость обеспечения самоторможения, возможность
передачи винтом и гайкой очень больших усилий. При надобности, применяя винты
с большим шагом резьбы или сообщая вишу высокое число оборотов, можно
использовать винтовую передачу также для быстрых перемещений. Некоторый не-
достаток этой передачи - сложность изготовления ходовых винтов большей длины,
а в особенности высокоточных винтов.
Применение винтовых передач в приводе главного движения ограничено: они
используются для этой цели лишь в тяжелых продольно-строгальных станках для
обработки броневых плит, больших слитков и тому подобных больших тяжелых
заготовок. Эти станки сравнительно тихоходны, строгают в обе стороны, и поэтому
привод стола посредством винта и гайки здесь вполне уместен. Строжка произво-
дится на таких станках сразу несколькими резцами, снимающими крупную стружку,
вследствие чего диаметр их ходовых винтов нередко очень велик (до 150 — 200 мм).
В станках других типов передача посредством ходового винта и гайки используется
для осуществления главного движения редко.
В механизмах подач станков винтовая передача находит, как упоминалось, очень
широкое применение, являясь почти незаменимой в тех случаях, когда требования
к точности непрерывной или периодической подачи характеризуются сотыми или
тысячными долями миллиметра. Не менее распространена эта передача в механиз-
мах для установки салазок, супортов, столов и специальных приспособлений: при-
меняя винт в сочетании с круговой шкалой (лимбом) и нониусом, можно дости-
гнуть при условии обеспечения постоянства температуры станка точности установки
до 0,001 мм.
Поэтому в токарно-винторезных, фрезерных, зуборезных, шлифовальных, стро-
гальных и многих других станках встречается по три, четыре и более передач
этого вида.
В большинстве станков ходовой винт механизма подачи приводится во враще-
ние от кинематической цепи привода главного двигателя через понижающие пере-
дачи. Эта связь необходима в цепях подачи винторезных и некоторых других стан-
ков. В других случаях она не обязательна, и поэтому в ряде станков новых
моделей ходовой винт приводится от отдельного электродвигателя через коробку
скоростей или от гидромотора. Последнее решение, использованное, например,
в приводе супортов токарных станков для обработки коленчатых валов и зубо-
фрезерных станков, представляет особенный интерес потому, что позволяет бессту-
пенча1О изменять число оборотов ходового винта в широких границах.
490 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Б Материалы ходовых винтов и гаек. Термическая обработка
Материалы обоих элементов винтовой передачи и термическая обработка винта
должны быть выбраны с таким расчетом, чтобы были обеспечены возможность
получения требуемой точности по шагу резьбы и по биению винта и длительное
сохранение этой точности в условиях нормального использования станка. Для этого
материалы ходового винта и гайки должны обладать высокой износостойкостью,
хорошей обрабатываемостью, а в готовом виде эти детали должны быть свободны
от внутренних напряжений, которые могли бы вызывать постепенное формоизме-
нение их. Эти требования относятся в особенности к ходовому винту, который
стоит много дороже гайки и более ее склонен деформироваться.
Разработанной ЭНИМС нормалью станкостроения ТУД22-2 (1949 г.) рекомен-
дуются следующие материалы для ходовых винтов станков:
а) для винтов, не подвергаемых окончательной термической обработке на
высокую твердость, — среднеуглеродистые стали с <звр > 60 кг/мм2", этому условию
удовлетворяют стали 45 и 50 нормального состава, сталь 45 с РЬ 0 15 до 0,50°/,
и холоднотянутая автоматная сталь А40 с содержанием S 0,18—О,30°/о;
б) для ходовых винтов высокоточных станков — инструментальные углероди-
стые стали марок У10 и У12;
в) для ходовых винтов, подвергаемых окончательной термической обработке
на высокую твердость (винты подачи резьбошлифовальных станков) — инструмен-
тальные легированные стали марок ХВГ или ХГ, если требуется твердость Ис =
= 504-56, и сталь 65Г для получения твердости /?с = 35-4-45.
С целью достижения максимальной износостойкости ходовых винтов делались
попытки изготовлять их из азотируемых сталей. Результаты оказались, как и сле-
довало ожидать, очень благоприятными. Так как деформации шага и диаметров
резьбы в результате азотирования вполне закономерны, они могут быть учтены
заранее, при нарезании резьбы. Несмотря на эти большие преимущества азотиро-
ванных ходовых винтов, распространения в станках они пока не получили. То же
относится к хромированным ходовым винтам.
В зависимости от марки стали и желаемой твердое in ходовой винт подвергают
улучшению или закалке с отпуском. В последнее время делается много попы:ок
закаливать ходовые винты посредством процессов, не вызывающих значительных
деформаций винта, в частности применять для закалки нагрев токами высокой
частоты.
Для снятия остаточных напряжений в материале винта, обусловленных про-
цессами горячей прокатки или (в меньшей степени) ковки и возникающих также
в процессе механической обработки винта, его подвергают естественному или чаще
искусственному старению. Некоторые заводы применяют для высокоточных
ходовых винтов искусственное старение путем кипячения в воде, при 80—10б° в
течение 24 час., многократное кипячение с промежуточным охлаждением в
воде и т. д.
Гайки ходовых винтов изготовляют чаще всего из бронз оловянистых и алюми-
ниевожелезиегых. Нормаль станкостроения ТУД22-2 рекомендует делать гайки для
винтов 0-го, 1-го и 2-го классов (см. ниже табл. 14) из оловянистых бронз
ОФ 10-0,5 и ОЦС 6-6-3. В практике находят применение для этой цели также
бронзы ОЦС 4-4-17 и ОЦС 5-7-12. Гайки для ходовых винтов 3-ю и 4-го клас-
сов можно с успехом изготовлять из антифрикционного чугуна.
С пелыо уменьшения расхода бронзы гайки ходовых винтов делают иногда
биметаллическими, в виде стального или чугунного (СЧ 15-32 или СЧ 18-36)
корпуса, залитого бронзой центробежным способом. Конструкция по фиг. 454, а
проще в обработке, но расход бронзы в этом случае больше, чем в конструкции
по фиг. 454,6; поэтому первую из них целесообразно применять лишь при малом
шаге резьбы, примерно до 4 мм. Опыт наших станкозаводов в отношении биме-
таллических гаек (конструкции лауреата Сталинской премии инж. Н. С. Федина)
оказался вполне благоприягным.
Ходовой винт и гайке 491
В винтовых передачах для быстрых перемещений часто применяются гайки,
валитые баббитом (см. стр. 498).
Гайки ходовых винтов, которые служат только для установочных перемещений,
работают без толчков и к точности которых не предъявляются специальные тре-
бования, можно делать составными — в виде чугунного корпуса с внутренней резь-
Фш (54.
бовой частью из пластмассы. Преимущества такой конструкции — экономия металла,
более высокая обрабатываемость, возможность замены только изношенной внутрен-
ней части гайки.
В Точность резьбы ходовых винтов. Технические условия
на ходовые винты и ганки
В зависимости от функции, выполняемой в станке винтовой передачей, к точ-
ности ее предъявляются весьма различные требования. Наиболее высоким требо-
ваниям должны удовлетворять ходовые винты и гайки механизмов подачи станков
для изготовления точных резьб—высокоточных токарно-винторезных и резьбошли-
фовальных — и установочные винты координатно-расточных станков.
Основными условиями точности перемещений, осуществляемых парой винт —-
|айка, являются точность резьб обеих деталей, полное отсутствие игры между
поверхностями соприкасания этих резьб, отсутствие осевых смещений винта и гайки
во время работы передачи. Для того, чтобы достигнуть необходимой точности
перемещений, высокая точность шага резьбы ходового впнга и гайки не обяза-
тельна: погрешности шага могут быть компенсированы специальным коррекционным
устройством. Однако такие устройства осложняют конструкцию механизма подачи
<стр. 502), трудоемки и дороги; поэтому в большинстве случаев стараются обой-
тись без них за счет нарезания резьбы ходового винта со степенью точности, со-
образованной с технологическими условиями на точность обработки изделий на
данном станке.
Точность mai а ходового винта харам еризуется часто несколькими цифрами,
указывающими наибольшие предельные погрешности шага между двумя соседними
витками на длине 25, 100 и 300 ж к и на длине 1000 .и я либо на полной длине
винта.
Биение резьбы ходового винта отосителыю ег > цилиндрических шеек влечет
за собой срабатывание резьбы нанки и появление игры в резьбе, поэтому оно
должно быть ограничено узкими пределами.
Согласно упомянутой (стр. 490) нормали станкостроения для ходовых винтов
установлено в зависимости от их назначения и обусловленных им эксплуатацион-
ных требований пять классов точности: U-й, 1-й, 2-й, .3-й и 4-й. Допускаемые
погрешности шага резьбы и угла профиля приведены в табл. 14, отклонения по
овальности на среднем диаметре резьбы и допускаемое биение по окружности на-
ружного диаметра — в табл. 15.
Ограничение отклонений но овальности имеет основной целью предупредить
чрезмерно быструю потерю точное:и винтовой пары вследствие местного износа
резьбы.
Эта же нормаль устанавливает на средний, наружный и внутренний диаметры
резьбы винта допуски, равные соответствующим допускам трапецеидальной резьбы
степени точности ш ио ОС Г 7714.
492 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
I а б л и ц а 14
Ходовые винты класса 0 1 2 3 1 Наибольшие допускаемые отклонения шага i мк нага на всей длине винта не более 10 20 40 80 150 Наибольшие допускаемые откло- нения в минутах каждой из поло- вин угла профиля резьбы при
в вреде На 25 мм 9 18 35 нбольшая ’га длине 100 мм 3 6 12 25 50
накоплен! 1’0 м ч 5 9 18 35 70 >ая ошибка на каждые след. 300 мм длины до- бавляется 3 5 10 20
величине шага в ММ >2 20 S К) 15 20 величи- средний
3-5 12 15 20 30 Огран иой дог диаметр 5 !<> । 10 1 12 1 18 25 1 ичиваюгся уска на
лах п ш. ± 4 Г1Н<)1 .) 2 3 6 12 25
__ —
. ... Ходовые винты класса Наибольшие допускаемые отклонения в мк по овальности на среднем диа- метре при величине шага в мм Г а б л и д а 15 Наибольшее допускаемое биение в мк по окруж- ности наружного диаметра (при проверке в центрах) при длине винта в м
3 7 10 15 6 -10 3 5 8 12 18 12—2(1 7 10 15 20 «Г 1 | Св- 1 до 2 | Св. 2 до 4 Св. 4 до 6 200 300
0 1 9 3 4 1 1 20 ! 40 i - 40 | 60 80 10Э 150 120 150 200 200 250 300
Для гаек ходовых винтов нормаль рекомендует назначать допуски по наруж-
ному и по внутреннему диаметрам резьбы в соответствии со степенью точности М
по ОСТ 7714, а по среднему диаметру — согласно табл. 16, причем отклонения
по этому диаметру в плюс от номинального размера.
Гайки к
винтам
Таблица 16
ходовым
класса
Наибольшие допускаемые отклонения в мк по среднему
диаметру при величине шага в мм
— . .. 3~‘ . 6-10 12 20
0 50 60 70
1 55 65 75
2 65 75 85
3 85 100 120
4 100 120 150
Дополнительными условиями точной работы и долговечности винтовой передачи
для расчетных перемещений являются: а) параллельность осей подшипников ходо-
вого винта соответствующим направляющим станка; б) неизменность осевого по-
ложения винта во время вращения в одну и в другую сторону (отсутствие торце-
вого биения); в) совпадение оси гайки с осью ходового винта.
Нарезание ходовых винтов высокой точности требует специального высокоточ-
ного оборудования и специальных мероприятий, в частности — обеспечивающих
гюсюянство температуры станка и нарезаемого винта.
Ходоной нит и гайка 493
Г, Конструкции привода посредством ходового винта и гайки
1. Формы профиля резьбы. Диаметр, шаг и направление
резьбы. Ходовые винты подавляющего большинства современных станков имеют
резьбу трапецеидального профиля с углом профиля 30 '. По сравнению с прямоуголь-
ной резьбой трапецеидальная имеет ряд преимуществ: а) обработка ее проще,
трапецеидальную резьбу можно фрезеровать и шлифовать, чго невозможно для
прямоугольной; б) замыкание разъемной маточной гайки на трапецеидальной резьбе
легче, чем на прямоугольной; при полной (по всей окружности) резьбе маточной
гайки ее вообще нельзя было бы разомкнуть или сомкнуть на винте с прямоуголь-
ной резьбой. Решающее значение имеет первое из названных достоинств.
Ходовые винты с прямоугольной резьбой встречаются теперь только в высоко-
точных станках для изготовления резьб, так как при трапецоидальной резьбе ра-
диальное биение винта влияет на точность шага нарезаемой резьбы, и в токарно-
затыловочных, чтобы предупредить осевые смещения от ударов.
С целью обеспечить равномерный износ обеих сторон профиля резьбы ходовых
винтов в тех случаях, когда по характеру работы винта нужно ожидать несимме-
тричного срабатывания профиля, некоторые заводы делают винт оборотным: обе
шейки его имеют одинаковые размеры и одинаково расположены относительно
нарезанной части винта. Благодаря этому ходовой винт можно по истечении из-
вестного времени перевернуть, обменяв шейки местами
Диаметр ходовых винтов колеблется в широких пределах от 10 мм (вер-
стачные винторезные станки для точного приборостроения) до примерно 200 мм
(кромкострогальные и тому подобные тяжелые продольно-строгальные станки)
соответственно широкому диапазону крутящих моментов и осевых усилий, дей-
ствующих во время работы станка на эти детали. Наиболее распространены в стан-
ках ходовые винты диаметром от 20 до 60 мм. Диаметр выбирается конструктивно
по аналогии с существующими станками сходного назначения и типа из ряда зна-
чений, предусмотренных ОСТ 2410. Правильность выбора диаметра проверяется
затем расчетом (стр. 506).
Нередко сначала выбирают или определяют путем кинематического расчета шаг s
резьбы ходового винта, после чего, пользуясь стандартом ОСТ 2410 трапецеи-
дальных резьб, назначают диаметр резьбы.
Резьба ходовых винтов в болыпинсгве случаев правая. Левую резьбу винты
имеют лишь в тех случаях, когда ими пользуются также для ручных перемещений
или только для них, так как при вращении рукоятки или маховичка, связанного
с винтом, вправо (по часовой стрелке.) перемещаемая деталь должна подаваться
вперед, приближаясь к обрабатываемой заготовке. Поэтому, например, винт попе-
речной подачи каретки и винт шпинделя задней бабки (пиноли) токарного станка
имеют за редкими исключениями левую резьбу (см. стр. 607).
2. Конструкции составных х о д о в ы х в и н i о в . Длинные ходовые
винты приходится обычно делась составными. Предельная длина винта, который
может быть изготовлен цельным, зависит главным образом от имеющихся на заводе
токарных и резьбонарезных станков. В болыпинсгве случаев ходовые винты изго-
товляют составными из двух или более частей уже при длине свыше 6—8 Л1.
Выбирая то или другое решение даже, при наличии станков для нарезания длин-
ных винтов, нужно иметь в виду, что избежать деформирования ходового винта
длиной больше примерно 10 м при его транспортировке почти невозможно; по-
этому нередко ходовой винт делают составным, исходя именно из этого сообра-
жения.
Соединение отдельных частей винта может быть сконструировано различными
способами — посредством резьбы, поперечных штифтов, шпонок, иногд! — комби-
нацией резьбы и сварки. Примеры выполненных конструкций показаны на фиг. 455
(соединение резьбой и двумя коническими штифтами), на фиг. 455 (резьба и сварка)
и на фиг. 457 (ходовой винт тяжелого токарного станка модели 116, соединение
посредством проставки). Соосность соединяемых частей винта, непрерывность резьбы
494 Wz’tawj.'iMW для осуществления прямолинейного и плоского движений
и правильность шага на стыках достигаются соответствующим построением техно-
логического процесса Ослабление винта в местах соединения его частей и пониже-
ние жесткости компенсируются некоторым увеличением диаметра составного винта
по сравнению с цельным
3. Опоры ходовых винтов О юры ходового винта должны быть скон-
струированы так, чтобы винт вращался в них без чрезмерного осевого и радиаль-
ного биения, так как иначе даже очень точный ходовой винт не может давать
точных перемещений, нарезаемая на станке резьба получается „пьяной", гайка винта
быстро изнашивается. Подшипники винта должны обладать достаточной долговеч-
ностью. Упорные подшипники должн ы быть расположены так, чтобы нагревание
винта от трения в гайке не вызывало в нем опасных тепловых напряжений и по-
тери устойчивости.
Таким образом, требования к опорам ходовых винтов примерно такие же, как
к опорам главных шпинделей; поэтому к ним относится большая часть указаний,
приведенных в § 50. Различие, однако, заключается в том, что ходовые винты
вращаются значительно медленнее главных шпинделей, их опоры нагружены
меньше, и благодаря атому они меньше по габаритам и конструктивно проще опор
шпинделей
До ненца 8У50
Фиг. 457.
___Дпина резеды_Ь350
L. .../,// -т- -4/7 -- УС 4 н?
Др W.-fjO CZUU
В опорах ходовых винтов применяются подшипники скольжения и качения,
причем нерелкс в них комбинируются подшипники обоих типов. Так, в токарно-
винторезных станках ДИП завода „Красный пролетарий" радиальные нагрузки,
действующие на ходовой винт, воспринимаются подшипниками скольжения, обыч-
ные осевые нагрузки (при подаче супорта влево, нарезании правых резьб)—упор-
ным шарикоподшипником, а более редкие (при нарезании левых резьб) осевые
нагрузки — подпятником скольжения простейшей конструкции (см. фиг. 305, де-
тали 1— 4).
В большинстве случаев ходовые винты весьма тихоходны и поэтому монтиру-
ются в двух подшипниках скольжения простейшей формы — цельных втулках из
бронзы или антифрикционного чугуна (см., например, фиг. 305). С успехом можно
пользоваться для этой цели также радиальными шариковыми или игольчатыми под-
шипниками. /1ля восприятия осевых усилий применяют упорные шарикоподшипники
повышенной точности или подпятники скольжения. В высокоточных станках цоль;
Ходоной винт и гайка
495
вуютси лишь последними, гак как, притирая шайбы приемами, применяемыми при
изготовлении плоскопараллельных концевых мер длины (плиток), можно добиться
пренебрежимо малой осевой игры ходового винга Иногда в таких станках при-
меняют подпятники специальной конструкции (см ниже).
По причинам, аналогичным указанным на стр. 387, целесообразно располагать
оба упорных подшипника на одном конце винта с таким расчетом, чтобы осевые
давления, действующие на винт, не заставляли его работать на продольный изгиб.
Это требование не всегда соблюдается, так как ишида более выгодное располо-
Фиг. 458.
Фиг. 459.
чтение подпятников затрудняет сборку. В подобных случаях винт должен быть
проверен расчетом на устойчивость (стр. 509).
Короткие винты подач, винты управления и установочные нередко имеют только
>дну опору; роль второй играет у них гайка. Примеры конструкций опор ходо-
вых вингов приведены на фиг. 458- 461.
Фиг. 461.
На первой из них подшипник выполнен в виде простой бронзовой втулки,
подпятники состоят из стальных закаленных колец и расположены с обеих сторон
заднего кронштейна. Тепловое удлинение винта происходит свободно в направле-
нии к шпиндельной бабке станка.
В конструкции но фиг. 459 упорные шарикоподшипники поставлены снаружи
обоих концов винта, поэтому потеря устойчивости здесь винту не угрожает, но
при значительном повышении температуры винт в осевом направлении не фиксиро-
ван, что является недостатком конструкции.
Оригинальнее предыдущих устройство опоры в заднем кронштейне ходового
винта токарно-винторезного станка, изображенное на фиг. 460 Здесь осевое уси-
лие, действующее на винт, воспринимается плоскостью соприкасания заплечика 3 с
шайбой 2 или 4. Плавающая шаровая шайба 1 служит здесь компенсатором биения
заплечика. Винт 5 позволяет точно регулировать рабочие зазоры в подпятниках
Передача осевых усилий от шайб 2 и 4 корпусу кронштейна ясна из фигуры.
Особенно важное значение имеет конструкция опор ходовых винтов в высоко-
точных станках, поскольку для получения точного шага у резьб, изготовляемых на
таких станках, осевая игра и осевое биение ходового винта могут быть лишь чрез-
496 Механизмы для осуществления поямолинейного и плоского движений
вычайно малыми так же, как осевое и радиальное биение шпинделя таких стан-
ков (не более 1 мк). Эта задача решается различными способами, например устрой-
ством подпятников по схеме фиг. 458, но с особо высокой точностью, либо при-
менением опор специальных конструкций. На фиг. 461 показано для примера реше-
ние, примененное заводом „Калибр". Винт с шаровым концом позволяет очень точно
отрегулировать рабочий зазор в подпятнике. Температурной компенсации здесь не
требуется, так как станок работает в помещении с постоянной температурой, и
нагрузка ходового винта незначительна.
В последнее время в опорах ходовых винтов высокоточных станков нашли при-
менение шарикоподшипники с предварительным натягом, увеличивающие жесткость
опор, а также устраняющие осевое биение (см. § 52).
4. Конструктивные способы уменьшения деформаций изгиба
ходовых винтов.
Деформации изгиба ходовых винтов могут быть уменьшены одним из следую-
щих способов (или комбинированием
их): а) увеличением жесткости опор; б) це-
лесообразным расположением винта относи-
тельно ведомой им части станка; в) примене-
нием поддержек.
а) Жесткость подшипников скольжения
тем больше при прочих одинаковых усло-
виях, чем больше отношение длины подшип-
ника к его внутреннему диаметру; целесооб-
разно поэтому принимать это отношение
возможно большим (см. стр. 391). Способы
. увеличения жесткости подшипников качения
Фиг. 162. ’ „
были рассмотрены в § э2.
б) В высокоточных винторезных станках для инструментальных работ, для на-
резания точных резьб и т. п. ходовой винт располагают не снаружи передней
стенки станины, как в обычных токарно-винторезных станках, а внутри станины,
между направляющими каретки супорта. При таком расположении винта уменьшается
момент, перекашивающий каретку супорта в горизонтальной плоскости, уменьшаются
трение на направляющих и тяговое усилие, следовательно, улучшаются условия
работы направляющих и ходового винта.
К среднему расположению ходового винта между направляющими прибегают
часто также в тяжелых токарных станках и почти всегда в продольно-строгаль-
ных, фрезерных, трубонарезных и некоторых других станках. В последнее время
наблюдаекя тенденция к такому расположению ходового винта также в токарно-
винторезных станках общего назначения.
в; Поддержки для уменьшения прогибов ходового винта получают различное
конструктивное оформление в зависимости, с одной стороны, от требуемой прямо-
линейности винта, а с другой — от его длины и веса. Если ходовой винт не очень
тяжел, ограничиваются поддержками в виде втулок, расточенных точно по наруж-
ному диаметру винта и достаточно длинных для того, чтобы значительно увеличи-
вать жесткость винта.
На фиг. 462 полусхематически показана конструкция поддерживающей втулки,
примененная в быстроходном токарном станке. Втулка 3 закреплена винтами
в фартуке 1 станка и снабжена вырезом для гайки 2, связанной с кареткой
супорта.
Длина поддерживающей втулки или общая длина двух таких втулок должна
быть по возможности не меньше трех-четырехкратного диаметра ходового винта
Более эффективны поддержки, на которые ходовой винт опирается всей своей
длиной или большей частью ее. Такого рода поддержки применяются главным
образом в станках с длинными, тяжелыми ходовыми винтами и валами. Для при-
мера на фиг. 463 показано устройство поддержек ходового винта и валов тяже-
лого токарного станка модели 116. Длина ходового винта составляет здесь больше
15 м, диаметр 70 мм. Как видно из фигуры, этот винт покоится на деревянных
Ходовой винт и гайка
497
подкладках, уложенных на кронштейнах, которые приболчены к станине. На этой
же фигуре видно также устройство откидных поддержек.
Недостатком этого вида поддержек является то, что гайка ходового
должна
чением
витков
винта
быть неполной. Этот недостаток компенсируется по возможности увели*
длины гайки, что позволяет сделать удельное давление на поверхности ее
не большим, чем у полной гайки.
Фиг. 463.
Чаще непрерывных применяются поддержки в виде кронштейнов или полупод-
шипников, установленных под винтом вдоль станины на расстоянии от 1500 до
3000 мм друг от друга. При неполной гайке эти поддержки могут быть прикре-
плены к станине неподвижно. Если гайка — полная, то при проходе над под-
Фиг. 464.
держкой супорта поддержка отжимается кареткой вниз или внутрь станины и затем
снова возвращается на место под действием груза (фш. 463) или пружин.
5. Ходовые винты для быстрых перемещений. Для быстрых
перемещений супортов в некоторых токарно-винторезных станках, а еще чаще
в резьбонарезных и револьверных служат отдельные ходовые винты с правой и
левой резьбой большого шага, расположенные обычно на задней стороне станины.
Принцип работы таких винтов поясняет фиг. 464, коюрая пне пеги вл нет устрой-
ство для быстрых перемещений продольного су пор га револьверного с 1 анка мо-
дели 1А36.
32 Ачеркан 1386
498 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
На винте 8 (фиг. 464), показанном отдельно на фиг. 465, между бобышками 9
и 12 корпуса 18 механизма быстрого хода сидят две залитые баббитом чугунные
гайки 10 и 11, одна — с правой, другая — с левой резьбой. Каждая из этих гаек
имеет снаружи кольцевую выточку трапецоидального профиля, в которую входит
с зазором кулачок 3, соответственно — кулачок 7. Корпус 13 привинчен к каретке
револьверного супорта. На валике 6, поворотно укрепленном в бобышках 9 и 12,
Острые края на резьбе
притупить
Резьба правая и левая
Л-леваярезьба
П—правая резьба
rf/ZA Обе резьбы Пи П
///УХсмещены на№
Фиг. 465.
ние, кулачок 3 растормозит гайку 10,
закреплены винтом рычаг 2 и шпонкой
вилка 5; регулировочными винтами 4—4
вилка упирается в кулачки 3 и 7. При
повороте рычага 2 вправо (на левой
проекции фиг. 464) валик 6 и вилка 5
также поворачиваются вправо, кулачок 3
вжимается в выточку гайки 10 и затор-
маживает ее. Винт 8, непрерывно вращаю-
щийся в одну сторону, сообщает невра-
щающейся теперь гайке 10 поступатель-
ное движение назад, от передней бабки
станка. Так как эта гайка прижата тор-
цом к бобышке 9, то вместе с ней будет
перемещаться назад корпус 13 и продоль-
ный супорт станка.
Как только рабочий отпустит рукоят-
ку, поворачивающую рычаг 2 быстрого
хода, пружинный штифт 1 возвратит
рычаг 2 и валик 6 в среднее положе-
она начнет вращаться вместе с винтом 8,
и быстрое перемещение супорта прекратится.
При повороте рычага 2 против часовой стрелки вилка 5 посредством кулачка 7
затормаживает гайку 11, и супорт получает быстрое перемещение по направлению
к передней бабке.
Шаг резьбы винта 8 равен 75 мм, число его оборотов 150 в минуту, следо-
вательно, скорость быстрых перемещений продольного супорта составляет 0,075 X
X 150 ~ 11 м/мин.
На фиг. 466, а и б показана конструкция устройства для быстрых холостых
перемещений супорта токарно-винторезного станка. Весь механизм расположен на
задней стороне станка |фиг, 466, б), спереди находится лишь рукоятка управления.
Винт / с двойной резьбой большого шага приводится здесь от отдельного электро-
двигателя. По принципу работы механизм одинаков с предыдущим, но конструк-
Ходовой винт и гайка
499
тивно отличается от него тем, что затормаживание гаек 2 и 3 соответственно ле-
вого и правого хода производится здесь колодками с обкладкой из прессованного
асбеста или тому подобного материала. При повороте рукоятки управления через
две пары конических зубчатых передач поворачивается в соответствующую сторону
секторный рычаг 4, и обкладка колодки 5 или 6 прижимается к втулке левой или
правой гайки. Энергичное действие тормозов достигается здесь тем, что наружный
диаметр втулок гаек сделан большим, как это видно на фиг. 466, б.
Если рабочий не отпустит рукоятку управления раньше, чем салазки супорта
дойдут до передней бабки, буксование тормоза предохранит механизм от поломки.
Также и здесь гайки залиты баббитом. Применение здесь этого сплава оправды-
вается большой работой трения, обусловленной быстроходностью винтовых пере-
дач этого назначения, и невысо-
кой точностью, которая здесь
требуется.
В последнее время наблюдается
тенденция к отказу от механиз-
Фиг. 468.
Фиг. 467.
мов с ходовым винтом большого шага, что объясняется сравнительно быстры»
износом гаек таких винтов, и к замене таких механизмов независимым приводом
быстрого хода от отдельного реверсивного электродвигателя.
6. Конструкции гаек ходовых винтов. Гайки ходовых винтов де-
л потея в большинстве случаев неразъемными. Разъемные маточные гайки, позво-
ляющие разъединять гайку и винт, находят применение главным образом в токарно-
иинторезных станках с ходовым валом, реже — в некоторых других станках,
ifMi ющих наряду с винтовой передачей также другой механизм подач.
а) Неразъемные гайки. Гайка простейшей конструкции, изображенная
на фиг. 467, уместна в тех случаях, когда резьба нагружена незначительно или
передача работает редко (установочные винты), либо когда наличие некоторого
мертвого хода в резьбе не имеет значения. Достоинства этой конструкции — про-
стота, дешевизна, а также некоторая возможность самоустановки (в одной пло-
скости).
Для регулирования зазора в резьбе и уничтожения мертвого хода в ней неразъем-
ную гайку делают составной из двух частей и предусматривают возможность отно-
сительного осевого перемещения их, периодического от руки или автоматического.
Обычно одну часть гайки скрепляют с перемещаемой деталью станка жестко и
регулирование производят перемещением лишь второй части гайки. Очень распро-
страненная конструкция с клином показана на фиг. 468. Для устранения игры
и резьбе отпускают винт 1 и завертывают винт 2 до тех пор, пока клин 3 не
отодвинет левой части гайки до устранения игры; после этого снова затягивают
винт /.
На фиг. 469 показано устройство для регулирования осевой игры в винтовой
передаче стола зубоотделочного (шевишовочного) станка модели 571 Б. Мертвый
хот в резьбе уничтожается при помощи гильзы 3, снабженной внутренней резьбой,
которой отвечает наружная резьба на подвижной гайке 2. Гильза упирается своим
торцом в гайку 1, закрепленную в столе станка; поэтому при вращении гильзы 3
500
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
гайка 2 получает осевое перемещение. Замок 5 и винт 4 фиксируют гильзу и
вместе с ней гайку 2 в установленном положении.
Непрерывная автоматическая выборка мертвого хода между резьбами ходового
виита и гайки применяется в различных станках, но особенно важную роль она
играет в приводе стола высокоточных станков, например, резьбошлифовальных,
а также фрезерных станков, предназначаемых для работы по подаче.
На дальнейших фигурах показаны примеры таких конструкций гаек ходовых
винтов, при которых обеспечено автоматическое устранение (выборка) игры
з резьбе.
В гайке по фиг. 470 мертвый ход в резьбе выбирается пружиной, которая
давит на торец рейки 4, сцепленной с зубьями гайки 3. На торце этой гайки
нарезаны пологие зубья, упирающиеся в такие же зубья гайки 2, скрепленной со
столом 1 фрезерного станка. Стремясь повернуться, гайка 3 скользит своими
торцевыми зубьями по зубьям гайки 2 и смещается вправо до полного устранения
игры ь решбе маточной гайки 3—2.
Устройство на фиг. 471 работает автоматически под влиянием переменных уси-
лий, действующих в различные период ,1 рабочего цикла станка. Как видно из фи-
гуры, маточная гайка укреплена в салазках стола и состоит из двух частей / и 2.
Вращающийся ходовой винт связан со столом так, что неподвижен относительно
него в осевом направлении. Обе гайки снабжены наружными зубьями, с которыми
постоянно сцеплены лобовые зубья детали 3 (цилиндрическо-лобовая передача;
Ходовой винт и гайка
501
см. стр. 246—247). В свою очередь зубья, нарезанные на цилиндрической (верхней
на фигуре) части этой детали, постоянно сцеплены с зубьями рейки 4, которая нахо-
дится под давлением (очень небольшим) пружины <5. Таким образом деталь 3 по-
стоянно стремится повернуть гайки 1 и 2 в противоположных направлениях, со-
вдавая в резьбе винта и гайки некоторый момент трения. Он настолько невелик,
что не затрудняет перемещения стола вручную. Однако, если ручное перемещение
стола должно производиться в течение продолжительного времени, предваритель-
ную нагрузку резьбы можно устранить, разгрузив с помощью винта 6 рейку 4 от
давления пружины 5.
При автоматической подаче стола момент трения между витками резьбы ходо-
вого винта и соответствующей гайки, например 1, возрастает под действием силы
сопротивления движению стола, и эта гайка
поворачивается в направлении вращения винта;
одновременно гайка 2 поворачивается в про-
тивоположную сторону. Благодаря этому тре-
ние между витками резьбы винта и гайки 2 Сто"
уменьшается, и гайка 3 работает, как обычная Д--
маточная гайка. j
При фрезеровании против подачи, при ’ •
холостых и быстрых перемещениях стоm эю '
положение обеих гаек относительно ходового —J ’
винта не изменяется. При работе по подаче ;
осевая нагрузка перейдет с гайки 1 на гайку 2.
Увеличение момента трения между витками по-
следней и ходового винта вызовет поворот ее в
направлении вращения винта, а гайки I — в
противоположном направлении, благодаря чему
вазор в резьбе будет выбран, как это и требуется
при фрезеровании по подаче. Чем больше
усилие подачи, тем плотнее прилегают друг к
। 'Маспо аод давлением
В резррЗуад
. Фиг. 472.
другу поверхности резьбы
винта и гаек. При выходе фрезы из металла момент трения в резьбе падает,
и гайки 7 и 2 возвращаются в положение, отвечающее холостой подаче.
Помимо описанных, существует много других устройств для той же цели, в ко-
торых мертвый ход в резьбе винтовой передачи устраняется поворотом одной гайки
относительно другой, в результате чего происходит относительное осевое смеще-
ние гаек до полного уничтожения мертвого хода в резьбе. По другому принципу
работает устройство, схематически изображенное на фиг. 472. Гайка 2 может пере-
мещаться здесь относительно вращающегося ходового винта 3 только в осевом
направлении; от вращения она удерживается направляющей шпонкой (на фигуре не
показана), укрепленной одним концом в крышке 1 гидравлического цилиндра.
Масло, поступающее под давлением в цилиндр и действующее на торец гайки 2,
создает между витками резьбы ходового винта и гайки 4 давление, устраняющее
зазор в резьбе в направлении подачи.
При фрезеровании против подачи, быстрой подаче стола или ручном переме-
щении его золотник соединяет обе полости цилиндра и снимает таким образом на-
грузку с гайки 4.
В некоторых новых отечественных моделях плоскошлифовальных станков нашла
применение в механизмах вертикальной подачи шлтфовальной бабки оригинальная
конструкция гайки для ходового винта, изображенная на фиг 473. Гайка состоит
здесь из трех стальных з жаленных роликов 6’, расположенных симметрично
(угол 120° между соседними роликами) относительно вертикального ходового винта 2.
Ролики снабжены кольцевыми канавками трапецоидального профиля, отвечающего
профилю резьбы ходового винта (каждый ролик — короткая круглая рейка). Ро-
лик сидит на своем валике 4, опираясь на упорные подшипники 7; свободное
вращение его обеспечивается двумя рядами игл о. Для того, чтобы оси роликов 6,
образующих в совокупности гайку, можно было точно установить относительно
502 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
оси ходового винта, средняя часть каждого валика 4, несущая ролик, сделана
мссцентричной относительно посадочных шеек валика, которые лежат в гнездах
оси ходового винта. После того, как поло-
валик 4 контрится гайкой 1.
корпуса 3, расточенных параллельно
жение ролика 6 отрегулировано, его
Опыт применения таких роликовых гаек
показал достаточно хорошие эксплуатацион-
ные качества их.
б) Разъемные гайки. Разъемные
гайки применяются главным образом в то-
карно-винторезных станках для разъедине-
ния гайки от ходового винта при включе-
нии подачи от ходового валика на реечную
передачу. Иногда они используются также
в других станках, например в специальных
винторезных, для разъединения ходового
винга и маточной гайки в периоды быстрых
холостых перемещений супорта. Типичные
конструкции разъемных маточных гаек пред-
ставлены на фиг. 474, а и б. Как видно из
них, разъем (стык) полугаек может быть
расположен в вертикальной или горизонталь-
ной плоскости. Резьба полугаек в плоскости
разъема должна быть снята или закруглена,
чтобы путь перемещения их при выключении
подачи от винта был возможно малым (ах
и а2 на фиг. 474, а). Более распространен
способ размыкания гайки по фиг. 474, а с
помощью диска, снабженного спиральными
или эксцентричными канавками, в которые
входят штифты, запрессованные в полугайки.
Типичный пример конструктивного выполнения разъемной маточной гайки при-
веден на фиг. 475 (конструкция одного из отечественных станкозаводов).
7. Исправляющие (коррекционные) устройства к ходовым винтам.
Для того, чтобы обеспечить точность шага нарезаемой резьбы, в станках, предназначен-
ных для нарезания резьб высшей точности,
например, на резьбовых калибрах и высоко-
точных метчиках, применяют либо эталонные
ходовые винты, изготовленные специальным _
способом, либо устройства, которые ком-
пенсируют ошибки шага ходового винта
станка, автоматически внося во время рабо-
ты станка соответствующие поправки в
Резьбу пройти метчиком на месте
Фиг. 475.
относительные перемещения элементов винтовой передачи. Сменные эталон-
ные винты имеют шаг, равный шагу нарезаемой резьбы или больше его,
например, вдвое, с целью повышения точности последней. Исправляющие устрой-
ства работают обычно по принципу, а) дополни ильных осевых перемещений враща-
Ходовой винт и гайка
503
ющегося ходового винта или б) дополнительных поворотов маточной гайки.
В обоих случаях направление и величины перемещений, практически весьма малых,
определяются формой кривой исправляющей линейки, которая изготовляется инди-
видуально к каждому ходовому винту соответственно погрешностям его шага, пред-
варительно измеренным при помощи точного прибора.
На фиг. 476 изображена схема исправляющего устройства, работающего по пер-
вому принципу. Торпы ходового винта, снабженные упорными плитками из твердого
11 10 9
ЙИГ.4/6.
сплава, упираются в каленые стальные шарики, которые лежат в гнездах держа-
вок 12 и 7. Постоянный контакт между этими шариками и торцами ходового винта
создается сильной пружиной 2, помещенной в стакане 1 крышки 3 кронштейна 4,
который укреплен близ левого (обращенного к передней бабке) конца станины.
Державка 7, снабженная упорной резьбой,
S
\
8
а)
1-13
Фиг. 177.
ввинчена в крышку-кронштейн 6 кор-
пуса 5 правого подшипника ходового
винта.
На державке 7 заклинен рычаг 8
(фиг. 477), который закаленным и шли-
фованным штифтом (со слегка закругленным концом) опирается на исправляющую
линейку 9. Постоянный контакт штифта с линейкой поддерживается грузом 13,
подвешенным к рычагу 8. Исправляющая линейка связана, как схематически по-
казано на фиг. 477, б, со штангой 10, которая жестко скреплена с кареткой су-
порта. Таким образом при движении супорта, например влево (нарезание правой
резьбы), вместе с ним движется штанга 10 с линейкой 9. Штифт рычага 8 подни-
мается и опускается соответственно кривой линейки, такие же движения совершает
рычаг 8; державка ввинчивается и вывинчивается из кронштейна 6, перемещаясь
при этом то влево, то вправо. Под давлением пружины 2 (фиг. 476) ходовой винт,
прижатый торцом к шарику державки, следит за ее движениями и, перемещаясь
в осевом направлении, компенсирует этим погрешности своей резьбы.
Значительно чаще применяются исправляющие устройства, работающие по
принципу дополнительных поворотов маточно гайки Схема такого улройстьа пред-
ставлена на фиг. 478. Гайка состоит здесь из двух частей. С левой частью ее 6
связан шпонкой рычаг 5, несущий на конце ролик; на схеме в качестве такового
504 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
использован шарикоподшипник 3. Ролик постоянно прижат (груз 4) к исправляю-
щей линейке 2, которая укреплена на кронштейне /, привинченном к задней стенке
станины. При движении каретки супорта вдоль станины вместе с ней перемещаются
маточная гайка 6 и рычаг 5 с роликом 3; при этом рычаг 5 совершает качатель-
иые движения, сообщая гайке 6 малые повороты в одну и в другую стороны,
необходимые для компенсирования погрешностей шага резьбы ходового винта.
На фиг. 479 изображено исправляющее устройство высокоточного винторезно-
токарного станка модели 1612Р. С цельной гайкой 6 здесь скреплен чугунный рычаг /,
который серьгой 3 связан со стальным штоком 2. Этот шток может двигаться
в расточке чугунного стакана 7. В шток 2 ввинчен палец 5, на котором сидит
ролик 4', обе эти детали изготовлены из углеродистой инструментальной стали У10,
закалены и отшлифованы. Ролик 4 скользит при движении супорта вдоль испра-
вляющей линейки и через детали 2 и 3 сообщает качательные движения рычагу 1,
который поворачивает при этом гайку 6 то в одну, то в другую сторону.
Некоторые высокоточные винторезные станки имеют так называемые .темпера-
турные линейки", изменяющие величину подачи от ходового винта в желаемом
отношении к ша,у без помощи зубчатых или каких-либо других передач, т. е.
как бы удлиняющие или укорачивающие шаг резьбы ходового винта в постоянном
отношении. Из предыдущего понятно, что в качестве температурной может быть
использована исправляют я линейка с прямолинейным рабочим контуром; в зави-
симости от нжлона прямой, ограничивающей линейку, относительно оси ходового
винта намеренное .искажение" шага нарезаемой резьбы может быть сделано более
Ходовой винт и гайка
505
или менее значительным. Температурные линейки используются для компенсации
температурных или ожидаемых закалочных деформаций изделия, подвергаемого
термообработке после нарезания резьбы. Пример такой исправляющей линейки
показан на фиг. 480 (узел резьбошлифовального станка модели ММ582).
Ходовой винт 1 приводится во вращение через соединительную муфту (на чер-
теже не показана), надетую на шестишлицевый левый конец а винта; эта муфта
служит одновременно его левой опорой. Вторая —- правая — опора ходового винта
оформлена в виде двух тонкостенных бронзовых втулок 3, которые сидят в чу-
гунном корпусе 6 подшипника и воспринимают радиальные усилия, и двух брон-
Фиг. 480.
новых подпятников 4. Они охватывают с обеих сторон заплечик б, составляющий
одно целое с длинной правой шейкой ходового винта. Для регулировки подпят-
ника служит болт 5 с контргайкой. Вся опора смазывается от насоса смазки на-
правляющих, который нагнетает масло по трубе через корпус 6 подшипника.
Гайка 2 ходового винта, изготовленная из бронзы ОФ 10-0,5, скреплена со
столом через посредство привинченного к нему кронштейна 7, в который гайка 2
ввинчена своей наружной резьбой. Гайка имеет два отростка в и г. На верхний
отросток в постоянно давит пружинный упор 12, прижимая таким образом нижний
отросток гайки г через шарик 13 к плоской грани исправляющей линейки 11.
Последняя поворотно укреплена на пальце 10 так, что ее можно установить под
углом и затем закрепить при помощи двух планок 8. В зависимости от величины
этого угла гайка 2, перемещаясь вместе со столом станка, равномерно и очень
медленно вращается в одну или другую сторону — в зависимости от направления
поворота линейки 11 при установке, благодаря чему шаг шлифуемой на станке
резьбы получается удлиненным или укороченным.
Установка исправляющей линейки производится здесь посредством двух вин-
тов 9, лимбы которых расположены на перстней стенке станка.
Метод определения ординат исправляющей кривой известен из раздела „Кине-
матика станков'.
506
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Д. Расчет механизма
винтовой передачи
ходового винта и гайки определяют,
прочности и жесткости этих деталей
При проектировании станка размеры
исходя из необходимых износостойкости,
и устойчивости ходового винта.
Из опыта эксплуатации станков давно известно, что если жесткость механизма
подачи недостаточно велика, что особенно возможно при слишком малом диаметре
ходового валика или ходового винта, то подача будет часто неравномерной — су-
порт или стол будет двигаться скачками (о других причинах этого явле-
ния см. указание на стр. 377). Такая скачкообразная подача наблюдается
при указанном недостатке конструкции тем чаще, чем меньше скорость подачи и
чем больше трение перемещаемого узла станка на направляющих. Так как неравно-
мерная подача вредно отражается на чистоте обработанной поверхности, а иногда
и на точности формы и размеров обработанного изделия, то для предупреждения
такого движения супорта, происходящего, повидимому, по законам релаксацион-
ных колебаний, следует брать диаметр ходового винта или вала достаточно боль-
шим. Сильно способствует равномерности подачи также уменьшение трения на
направляющих, например, путем улучшения смазки или замены направляющих сколь-
жения шариковыми или роликовыми, что приводит к уменьшению периода ре-
лаксации.
Помимо жесткости ходового винта должна быть проверена также прочность и
износостойкость обоих элементов винтовой передачи. Опыт эксплуатации станков
показывает, что эта передача выхотит из строя чаще всего в результате чрезмер-
ного срабатывания резьбы, тогда как случаи разрушения ходового винта или гайки
очень редки.
Наконец, ходовые винты, работающие на сжатие, следует проверять также на
устойчивость (продольный изгиб) за исключением тех случаев, когда пропорции
винта таковы, что его искривление (выпучивание) явно исключено.
а) Проверочный расчет на износостойкость. Пусть обозначают
Q — тяговое усилие, развиваемое ходовым винтом при наиболее тяжелом для
него режиме работы, в кг; s — шаг винтовой линии резьбы в мм; — рабочую
высоту витка в мм; = —----отношение длины гайки к среднему диаметру резьбы;
и Ср
z—число заходов резьбы; р—среднее удельное давление на рабочих поверхно-
стях резьбы
в кг/см*. В таком случае
100Q _
6’
Р =
"к - dCp t2
1C0Q-S
—;— кг см2
п tipp ^ L-z ‘
(58.1)
или, заменяя
здесь L = K-d ,
100Q-S . .
)г~ t— кг см2,
TJ.-dcp-t2'Z 1
Р =
откуда
1 n" -s' == 5,6
nA' -tz-Z-p
ILf__мм.
\-z-p
(58.2)
s и z определяются в общем случае на основании кинематического
выбирается конструктивно в пределах от 1,5 до 4;
Значения
расчла. Отношение =L'.dcp
для маючных гаек чаще всего ).'= 3 + 0,5.
как \же умом налось, ходовые винты станков имеют за редкими исключе-
ниями трзпеноилальную резьбу; для нее по ОСТ 2409 — 2411 /2 — 0,5 ~ , где z —
числи заходив резьбы. Под.-тановка этого значения /2 в последнюю формулу дает
dCB = 1/ = 8 V мм- (58. 3)
СР V а -А • п Г А • I) 4 '
i ММ.
Г р
Ходовой винт и гайке 507
Тяговое усилие Q определяется, как указано в § 11 [формулы (11. 11) —
(11. 15)]. Для допустимого среднего удельного давления pgon можно принимать
следующие значения:
1) винтовые передачи, осуществляющие точные расчетные перемещения (винты
рабочих подач винторезных и резьбонарезных, токарно-винторезных, резьбофре-
зерных и некоторых других станков), винт — стальной, гайка — бронзовая: р1)оп —
= 30 кг 1см2;
2) другие ответственные винтовые передачи (в механизмах подач фрезерных
станков и т. п.), винт — стальной, гайка — бронзовая: рд0П = 120 кг/см2; винт —
стальной, гайка — чугунная: рдоп = 80 кг[см2.
При X' > 3,5 можно повышать эти значения рдОп примерно на 20%. Для
разъемных маточных гаек, у которых часть резьбы срезана (см. стр. 502), сле-
дует уменьшать приведенные выше величины pd0„ на 15—20%.
Сравнительно низкие значения р1)оп принимают в этих расчетах, имея в виду,
что давление распределяется по поверхности витков неравномерно, и вполне воз-
можно, что Ртах Рдоп- Имеется в виду также создать благоприятные условия
для длительного сохранения резьбы ходового винта и гайки.
Вычислив dcp, следует подобрать по ОСТ ближайший стандартный диаметр
винта.
б) Проверочный расчет на прочность производится лишь для ходо-
вых винтов, передающих большие крутящие моменты и соответственно большие
тяговые усилия, так как в остальных случаях ходовые винты, удовлетворяющие
’ребованиям жесткости и устойчивости (см. ниже), обладают заведомо достаточ-
ной прочностью.
Так как ходовой винт работает одновременно на растяжение или сжатие
и кручение, то приведенное напряжение в материале винта
V = (58.4)
|де а — растягивающее (или сжимающее) напряжение; т—напряжение сдвига.
Если обозначить F = -------площадь поперечного сечения стержня винта (по
внутреннему диаметру d^ в мм2, Mk — передаваемый крутящий момент в кгмм,
Wp — момент сопротивления сечения F при кручении в мм3, то
о = -% /гг/лл2; т = кг/мм2,
и, следовательно,
°пР = т+40 <58'5)
Если пренебречь здесь влиянием витков резьбы на величину Wp, то, так как
7-rfl с- rfl
Фр » — = ? . ~ , получим
Q2 + йг/ кг1мм2- <58-6)
Крутящий момент, передаваемый ходовым винтом при тяговом усилии Q кг*
составляет
кгмм, (58. 7)
где т) — к. п. д. винтовой передачи; он вычисляется по известной из курса „Теория
механизмов" формуле
1 tg (р+р)
в которой угол подъема средней
випто-
508 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
вой линии резьбы, p = arctg/ — угол трения1 * * ^6-4-8°. Подстановка выраже-
ния (58. 7) в формулу (58. 6) приводит ее к следующему виду, более удобному
для вычисления:
апр = jr]/ 1 + 1’6 кг1мм*- (58.8)
Ввиду того, что коэфициент концентрации напряжений, обусловленной винто-
вой резьбой, достаточно достоверно не известен, принимают условие прочности
ходового винта в форме
вт____
° пр ' => 5 -I. з,5 ’
(58. 9)
G — модуль упругости второго рода
где от— предел текучести материала винта.
в) Проверочный расчет на жесткость. Под действием тягового
усилия Q ходовой винт удлиняется или укорачивается, под действием крутящего
момента Мк закручивается в одну или дру-
гую сторону, причем на длине винта
деформация кручения практически не отра-
жается. В результате деформаций, обусло-
вленных Q и Мх, шаг резьбы ходового винта
претерпевает изменение, которое не всегда
пренебрежимо мало; поэтому ходовые винты
для точных расчетных перемещений следует
проверять на искажение шага резьбы под
полной нагрузкой.
Пусть Ё — модуль упругости первого
рода материала ходового винта в кг/лгз**;
этого же материала в кг/мм9- Jp — полярный
момент инерции сечения винта в мм*. Изменение шага s резьбы ходового винта,
обусловленное действием растягивающей или сжимающей силы (тягового усилия)
Q кг, составляет
А । Qs
^SQ — ± ММ'
(58. 10)
где F имеет прежнее значение.
Из фиг. 481, изображающей развертку на плоскость одного витка резьбы до
закручивания на угол <р и после закручивания, непосредственно следует, что изме-
нение шага 5, обусловленное закручиванием ходового винта моментом Мк,
&s = + s • .яа ± s ту- • (58. 11)
м — 2тс 4- <р — 2~
Угол у закручивания ходового винта на длине одного витка
<р = ,S радиан, (58. 12)
V • J р
следовательно.
М . «а
= + -4-^rV- (58. 13)
Таким образом, полное изменение величины шага s нарезаемой резьбы равно
As = AsQ + Д.?ц = (+|-~ + (58.14)
1 Вводить вместо коэфициента трения f уточненное значение 1,04/, учитывающее угол
профиля трапецеидальной резьбы, нет оснований, поскольку величина / известна лишь
с точностью не выше во всяком случае ± Юн-15%.
Ходовой винт и гайка
509
н наибольшее по абсолютной величине значение As
As =
Q-s , MK-s* \
EF^ Ч-KG-Jp)
мм.
(58. 15)
При подстановке сюда выражения (58. 7) для Мк и G = 0,4Е последняя фор-
мула принимает вид
= ММ- (58'16>
Если пренебречь влиянием резьбы, увеличивающей жесткость винта на круче-
иие, и определять как для гладкого вала диаметром dt, что идет в запас
r.d\ d?
надежности расчета, то =——== р.-—- , и последнюю формулу можно напи-
сать в виде
^ = ^41 ’ + i-GrYIмм (58-17)
I., ' Г I 21| \ И1 / |
При оценке допустимости этого искажения шага следует руководствоваться
шачениями допускаемых погрешностей шага резьбы ходовых винтов, указанными
и табл. 14.
Для нормальных трапецеидальных резьб по ОСТ диаметром от 20 до 200 мм и
/ S \ 2
для крупных резьб диаметром от 60 до 200 леи величина лежит в предетах
между 0,013 и 0,067, т. е. (-4-У 0,07; поэтому даже при т; = 0,15 второй
\ «1 / шах
член в квадратных скобках формулы (58. 17) не превышает, примерно, 0,2 <<^ 1.
Следовательно, решающую роль в расчете искажения шага играет не кручение,
а растяжение ходового винта.
Необходимо иметь в виду, что малое искажение шага винта еще не гаранти-
рует отсутствия скачкообразной подачи, которая может, например, сделать невоз-
можным нарезание мелких резьб на станке с длинным ходовым винтом (см.
работу [22], указанную на стр. 424).
Производить проверку ходового винта на изгиб от действия собственного веса
практически нет надобности, так как при наличии такой опасности следует при-
менять поддержки (стр. 496). Если это почему-либо невозможно, и речь идет о
длинном винте большого диаметра, то влияние собственного веса нужно прини-
мать во внимание при проверочном расчете на устойчивость.
г) Проверочный расчет на устойчивость. Если ходовой винт ра-
ботает на сжатие и притом длина его значительна сравнительно с диаметром,
возникает опасность бокового выпучивания винта, и поэтому он должен быть
проверен на устойчивость. Проверка не нужна, когда потеря устойчивости исклю-
чена вследствие малой величины гибкости к винта, примерно до к = < 30 ч-
*ГП1П
4-40, где ч I—приведенная длина винта (см. ниже), а /П1|П—наименьший радиус
инерции поперечного сечения. Чтобы не осложнять решение задачи, проверочный
расчет ходовых винтов на устойчивость производят, пренебрегая влиянием на нее
винтовой резьбы, что идет в запас надежности расчета. Для кругового сечения
диаметром dx (внутренний диаметр резьбы) i = const = • следовательно, про-
верка ходового винта на устойчивость не нужна при v • IС (7,5 4-10)dj. Однако
в большинстве конструкций винтовой передачи станков v-/>10-d1,
Имея в виду трудность точного определения характера опор ходового винта,
что сильно влияет на вычисляемую в дальнейшем величину запаса устойчивости пу,
обычно ограничиваются расчетом на устойчивость винта как неподвижного стержня,
нагруженного лишь продольной центрально приложенной сжимающей силой Q,
где Q — наибольшее тяговое усилие, развиваемое винтом. Для этого случая кри-
•510 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
тическая величина продольной сжимающей силы, иначе — критическая величина Q,
тягового усилия, выражается известной формулой
(58.18)
Здесь Е — модуль упругости первого рода в кг/мм2; Jmln — наименьший мо-
мент инерции поперечного сечения в .м.и4; —приведенная или свободная длина
в мм, а индекс э (эйлерова сила) указывает, что критическая сила соответствует
случаю статического нагружения стержня.
Приведенная длина получается умножением длины I между опорами на коэфи-
циент v длины, который зависит от способа закрепления концов стержня, а также
от характера распределения внутренних
сил вдоль него. Этот коэфициент при
обоих жестко заделанных концах равен
1
v = -g- ; при одном заделанном, одном
Фиг.482.
шарнирном конце, свободно перемещаю-
щемся вдоль прямой оси, совпадающей с
линией заделки другого
при обоих шарнирных концах v = 1. Таким
образом, для этих трех частных случаен
(фиг. 482, 1, 3 и 5)
<?э, = 4^-/га1п кг
Z2
2^'-Anin кг
Z2
Q», = кг
/2
Пусть попрежнему Q — тяговое усилие, сжимающее ходовой винт. Тогда запас
устойчивости пу = ду- определяется из формулы (58.18) следующим образом:
__ 7:2£'Лп1п ____ ^’Лп1п
11У ~ ~ Q/2 ’
(58. 19)
где для краткости обозначено
1 2
m — — • к2
1
конца, v = ~^= ;
Отсюда можно найти необходимую величину момента инерции сечения винта,
если значение пу выбрано:
Q-nvO-/)2 Qnv/2
> Jm\n = tz'2-E ~ tn-E мм±> (58.20)
а по этой величине — диаметр винта.
Нормаль станкостроения Н48-62, разработанная в ЭНИМС д-ром техн, наук
Д. Н. Решетовым и инж. Г. А. Левитом, рекомендует определять характер опоры
в зависимости от отношения X' = ^2- , где 1оп—длина опоры и don— ее внутрен-
^оп
ний диаметр, следующим образом; при Х°п< 1,5— опора шарнирн-ая; при > 3
винт совершенно заделан в этой опоре; при Х^п = 1,5-г-3 винт не совершенно
заделан в опоре. Для последнего случая коэфициент v длины, если один конец
винта заделан совершенно, а другой несовершенно, принимается равным v =
Ходовой винт и гайка 511
— и m = 2,8 • it2; если оба конца заделаны несовершенно, то v = -у—
и m =1,8 -it2. Различные встречающиеся в практике случаи можно представить
так, как показано на схематической фиг. 482.
Характер заделки в неразъемной гайке принимается соответственно приведен-
ным правилам для опор в зависимости от отношения длины гайки к среднему
диаметру резьбы; разъемные гайки следует рассматривать как опоры с несовершен-
ной заделкой.
Проверочный расчет ходового винта на устойчивость производится для того
крайнего положения маточной гайки, при котором длина I имеет наибольшую
величину.
Согласно нормали станкостроения Н48-62 значение пу запаса устойчивости
следует принимать: для вертикальных винтов лу=2,5-т-4, причем пу = 2,5, если
на винт не действуют поперечные силы и расчетное усилие Q = Qmax; в против-
ном случае пу =3,5-4- 4. Для горизонтальных ходовых винтов, у которых изгиб,
обусловленный действием собственного веса, приводит к уменьшению критической
силы, запас устойчивости /^>4, по крайней мере для винторезных станков. Для
фрезерных станков можно допускать пу < 4.
Величину Jmin, которая входит в формулу (58.18) и последующие, можно вы-
числять, пользуясь формулой
J = ~ ^0,375 + 0,625-^-^0,01 (2 + 3-^-) df мм4, (58> 21)
где d0 — наружный диаметр, dx — внутренний диаметр резьбы в мм.
Эта формула, полученная в результате экспериментов А. А. Старосельского
и К. И. Заблонского над винтами с трапецоидальной резьбой, учитывает влияние
витков на жесткость винта. Для нормальной трапецеидальной резьбы по ОСТ 2410
при номинальном диаметре от 12 до 125 мм отношение колеблется в пре-
делах между 1,4 и 1,15; оно тем больше, чем меньше диаметр резьбы. Следова-
тельно, поправочный множитель в формуле (58. 21) лежит в границах между
1,25 и 1,10.
Изложенный способ проверочного расчета ходовых винтов на устойчивость не
учитывает того, что она зависит не только от Q, жесткости EJ поперечного
сечения и приведенной длины >•/ винта, но также и от величины передаваемого
крутящего момента Мк и от числа п об/мин. В ответственных случаях следует
принимать во внимание эти факторы и вести расчет, пользуясь методами теории
упругости для вала, подверженного действию осевой силы и крутящей пары. Прак-
тически удобна для этой цели формула инж. И. Е. Шашкова (см. [8]):
= 1 - a - b f--------------------~. (58. 22)
Qa Мк кр у кр ] и'кр mln
где QKP — критическая сжимающая сила; МК()оп—крутящий момент, отвечающий
наибольшему допускаемому напряжению в материале вала; Мк кр— критический
крутящий момент, вызывающий потерю устойчивости вала; ш = ~ п—угловая
л
скорость вала; wKp mln = пкр — наименьшая критическая угловая скорость вала;
а и b — постоянные, зависящие от характера опор, причем a-j-b—1.
Для ходовых винтов механизмов подачи угловая скорость ш настолько мала
сравнительно с и>кр mIn, что последним членом в правой части формулы (58.22)
можно пренебречь. Эйлерова сила Q3 вычисляется, как указано выше, по фор-
муле (58. 18), которую можно написать также в виде
= (58.18а),
где попрежнему m — it2 (см. фиг. 482).
512
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
(58. 24)
Критический крутящий момент
Мк кр = 2 VTn • с , (58.23)
где с — коэфициент, зависящий от характера опор; например, в случае, отвечаю-
щем схеме фиг. 482, 5 (обе опоры — шарнирные) с = 1. Следовательно, Q3 =
= , Мк кр = 2к , и формула (58.22) принимает вид
О /М , /№
'•гкр 1 , / кооп * )
ТгТёТГ — 1 ' ( 2^ E-J |
или
@кр । ^к доп ___ л2
ЧПТ + 4GSУ)» ~
Если 2ИХ = 0, это уравнение дает формулу Эйлера для основного случая про-
дольного изгиба; если принять QKp = 0 (осевая сжимающая сила отсутствует), то
уравнение даст величину того крутящего момента, который вызывает потерю
устойчивости вала и его выпучивание при передаче одного лишь крутящего мо-
мента. В общем случае уравнение (58.22) позволяет определить QKp при принятом
значении Л1К доп- Как видно из уравнения (58.22), QKp < Q3, что следует учиты-
вать при определении действительного запаса устойчивости ходового винта или
ходовою вала.
При проверке на устойчивость длинных массивных ходовых винтов и отсут-
ствии подД1 ржек (см. стр. 496) следует принимать в расчет влияние собственного
веса винта. Критическая осевая сила вычисляется в подобных случаях с помощью
метода наложения, излагаемого в курсах „Сопротивление материалов" и „Теория
упругости". Для случая по фиг. 482, 5, например, этим способом получается при-
ближенная формула
rfl-E-J .
Qa =------ 0,5 -q • /, (58 . 25)
где q—интенсивность нагрузки винта от собственного веса.
§ 59. КУЛАЧОК И РЫЧАГ ИЛИ ТОЛКАТЕЛЬ
Характерная особенность кулачной передачи заключается в простоте осуще-
ствления с ее помощью желаемого закона движения ведомого элемента. Профи-
лируя контур кулачка соответственно этому закону, можно реализовать слож-
ные циклы движений, например быстрое движение вперед, медленную рабочую
подачу, выдержку (паузу), быстрый отвод и остановку с помощью одного лишь
кулачка. Это специфическое свойство кулачной передачи обеспечило очень широ-
кое использование ее в автоматизированных станках, работающих по циклу. Не-
редко эти передачи используются также, когда закон изменения скорости ведомой
части станка не имеет значения, а требуется лишь произвести перемещение ее на
определенную длину, от начальной до конечной точки. В подобных случаях при
небольшой длине пути кулачок может часто иметь особенно простую для изготовления
форму круглого диска с эксцентричным отверстием для посадки на вал. Другое
достоинство кулачной передачи — плавность движения ведомого элемента при
условии правильного профилирования кулака. Благодаря этому кулачную передачу
можно с успехом использовать так же, как и ходовой винт, в приводе, например,
подачи стола алмазно-расточных станков, где реечная передача неприменима из-за
недостаточной равномерности подачи.
Кулачные передачи используются в кинематических цепях прямолинейного дви-
жения самых разнообразных по назначению металлорежущих автоматов и полу-
автоматов — токарных, токарно-револьверных, затыловочных, сверлильных, фре-
Кулачок и рычаг или толкатель
513
зерных, зуборезных и т. д., но особенно широко в станках первых двух типов.
Для примера на фиг. 483 показан распределительный вал четырехшпиндельного
пруткового автомата с комплектом кулачков 1—13. Этот пример иллюстрирует
разнообразие функций, выполняемых кулачками в автоматизированных станках:
освобождение зажатого в цанге прутка после отрезки обработанного изделия, по-
дача прутка вперед до упора, зажим прутка, все движения супортов — рабочие
(медленные) и холостые (быстрые), повороты .револьверной головки, управление
движениями различных приспособлений автомата — производятся здесь кулачками,
которые закреплены на барабанах распределительного вала. Весь цикл движений
станка завершается за один оборот этого вала.
В станках применяются кулачки (кривые) барабанные (фиг. 483), торцевые,
или колокольные (фиг. 484) и плоские, или дисковые (фиг. 485). От барабанных
кулачков проще всего осуществлять перемещения, параллельные оси барабана, то
же относится к торцевым кулачкам; поэтом)' те и другие называют иногда осе-
выми кулачками. Плоский кулачок используется для перемещений в плоскости,
параллельной плоскости кулачка, следовательно, перпендикулярной к оси вала,
на котором _идит кулачок.
Кулачные передачи конструктивно приспособлены лучше всего для перемеще-
ний небольшой длины. В принципе пути этих перемещений возможно увеличить,
сводя между кулачком и ведомой частью станка рычаг с соответственно большим
отношением плеч или систему рычагов. Однако практически подобные решения
затрудняются тем, что из-за необходимости обеспечить достаточную жесткость
такие рычаги получаются массивными, а вся конструкция громоздкой. Вместе с тем
нее погрешности профиля кулачка умножаются в том же отношении, что и пере-
мещения.
Рабочие поверхности кулачков и соприкасающихся (контактирующих) с ними
деталей должны быть достаточно износостойки, чтобы хорошо сопротивляться
истиранию. Поэтому кулачки станков изготовляют в большинстве случаев из це-
ментуемой стали типа 15 или 20Х, после цементации закаливают и отпускают до
твердости Пс — 58-Д-62. Реже используют для этой цели модифицированные и
легированные чугуны, а также стали типа 38ХМ1ОА и 35ХЮА; износостойкость
последних после азотизации чрезвычайно велика, а твердость доходит до НВк =
==750--.--1000. Находит применение также обыкновенный чугун плотной мелкозер-
нистой структуры; следует, однако, учитывать, что износостойкость кулачков из
этого материала примерно в 3—ЗП2 раза меньше при прочих одинаковых усло-
виях, чем износостойкость кулачков из термически обработанной стали.
Для достижения достаточной износостойкости детали, находящейся в сопри-
косновении под нагрузкой с поверхностью кулачка, т. е. ролика, наконечника
юлкателя, ножевой призмы и т. п., эту деталь изготовляют из того же материала,
что и кулачок, либо из хромистой стали типа ШХ15; твердость рабочей поверх-
ности после закалки должна составлять .= 58 62.
Толщина плоского кулачка определяется допускаемым удельным давлением на
его рабочей поверхности (см. стр. 520) и составляет обычно 8—15, редко до
25 мм. Как показано на фиг. 486. заготовка кулачка должна быть разделена
3J Ачеркан 1386
514 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Фиг. 486.
Кулачок и рычаг или толкатель 515
прямыми (или криволинейными —дугами окружности) лучами на 100 частей, чтобы
облегчить построение профиля кулачка.
Конструкции плоских кулачков изображены на фиг. 486 и 487. Рабочий ку-
лачок поперечного супорта шестишпипдельного токарного пруткового автомата
модели 1261 и способ крепления его на зубчатом колесе изображены на фиг. 488;
винт 1 предохраняет стопор 2 от выпадения, которое могло бы привести к по-
ломке зубьев колеса.
Типичный барабанный кулачок изображен на фиг. 489 (рабочий кулачок про-
дольного супорта четырехшпиндельного токарного пруткового автомата модели 126).
Толщина барабанных кулачков выбирается в соответствии с действующими иа
кулачок усилиями и допускаемым удельным давлением. Термическая обработка ку-
лачков производится после окончательной пригонки их к барабану, на котором
они должны быть закреплены болтами. Точность относительного расположения ку-
лачков на барабане достигается точным размещением круглых отверстий или при-
менением удлиненных отверстий в кулачках. Барабаны некоторых автоматов имеют
круговые канавки таврового профиля; крепление кулачков в них производится
с помощью тавровых сухарей (гаек) и болтов. Для точной установки кулачков,
снабженных круглыми отверстиями под болты, на периферии барабана бывает на-
несена круговая шкала.
Кулачковый барабан делают большей частью цельным (фиг. 490, барабан
инструментальных салазок автомата модели 1261); реже с целью облегчения мон-
тажа барабана на валу его изготовляют разъемным (фиг. 491, барабан четырех-
шпиндельного токарного автомата модели 122).
Кулачок, не требующий смены, может быть заменен кривой, выфрезерованной
на барабане или на диске. Скорость подачи настраивается в этих случаях посред-
ством сменных колес в цепи от двигателя к червячному колесу барабана.
Пример конструктивного выполнения торцевого кулачка и один из возможных
способов крепления его на валу представлены па фиг. 4ь4.
Ведомой части с ганка движение от кулачка передается либо непосредст венно,
либо через рычажную систему. Первый способ передачи изображен на фиг. 484:
торцевой кулачок /, связанный болтами со втулкой 2, которая закреплена на
валу 3, воздействует на ножевую призму, закрепленную в держателе 4. Этот дер-
жатель привинчен к заднему концу подвижной передней бабки 5 автомата для фа-
сонно-продольных работ. Таким образом, при вращении вала 3 с кулачком 1 бабка 5
получает продольное перемещение. Крайнее заднее положение бабки ограничи-
вается упорами 7 и 6.
Значительно более распространена в станках передача движения от кулачка
через систему рычагов, коромысел, тяг и пр. В непосредственном сопряжении
с кулачком находится в большинстве случаев качающийся рычаг; толкатели в не-
посредственном контакте с кулачком встречаются лишь в немногих станках.
На фиг. 492, представляющей схему качающегося супорта малого автомата,
в непосредственном соприкосновении с кулачком 1 находится стальная ножевая
призма 2, цементованная и закаленная.
Силовое замыкание системы кулачок - рычаги — ведомая часть станка осуще-
ствляется противовесом или пружиной, которые должны быть выбраны с таким
расчетом, чтобы ролик, призма и т. п. находились в постоянном соприкосновении
с рабочим профилем кулачка. Надобность в этих элементах отпадает, если кривая
выфрезерована в барабане или на торце диска.
Рычаги, тяги, коромысла и прочие детали передачи, связывающей кулачок
с ведомой частью станка, нужно стараться располагать в одной плоскости, так
как это упрощает конструкцию всей системы и ее сборку.
Простейшее устройство кулачной передачи схематически изображено на фиг 492.
Механизм состоит из минимального числа элементен; вследствие крайней простоты
он не требует пояснений.
Более сложные передачи представлены на фиг. 493. изображающей механизм
подач поперечных супортов автомата фасонно-продольного точения. Все движения
516
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Фиг. 487.
Фиг. 488.
Фиг. 489.
Фиг. 491.
Кулачок и рычаг или толкатель
517
сообщаются этим супортам от плоских кулачков, посаженных на распределитель-
ном валу 2, который вращается в задних кронштейнах 1 станины. Горизонталь-
ные супорты — передний 10 и задний 3, укрепленные, поворотно в качалке 11,
получают качательное движение около оси 12
клонный супорт 9 получает подачу от кулачка
через тягу 5 и коромысло 8, задний наклонный
супорт 7 — от другого кулачка через тягу 4
и коромысло 6.
Довольно широко используется в станках
для передачи движения от кулачка к прямоли-
нейно ведомой части станка рычаг первого
рода, обычно — коленчатый, который несет на
одном конце ножевую призму или ролик,
постоянно прижатый к кулачку, на другом --
зубчатый сектор, сцепляющийся с рейкой, при-
крепленной к ведомой части. Пример--одно-
шпиндельные токарные автоматы моделей 1118,
(сравн. с фиг. 492), Передний на-
1124, 1136 и т. п., в которых все супорты получают подачу посредством таких
механизмов, известен из „Общего курса
изображающей механизм подачи супортов
мата. Наклонному поперечному супорту
Фиг. 193.
станков". Другой пример — на фиг. 494,
четырехшпиндельного патронного авто-
9 подача сообщается от кулачка на ба-
рабане, закрепленном на распредели-
тельном валу 2, через коленчатый
рычаг /, шатун 3, кривошип 8, зуб-
чатое колесо 7, рейку 6, зубчатое
колесо, заклиненное на валике 5, и
Фиг. 494.
зубчатый сектор 4, который заклинен на том же валике 5 и постоянно сцеплен
с рейкой, связанной с супортом (см. разрез супорта 11 на той же фигуре). Винт
/О служит для точной установки конечного положения супорта при неизменной
длине его хода.
Точно так же устроен привод иодачи второго наклонного супорта 11.
Горизонтальный поперечный супорт 12 получает подачу от своего барабанного
кулачка через аналогичную систему деталей /6', 15, 14 и 13.
518
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Установка длины хода части станка, приводимой посредством кулачной пере-
дачи, производится либо путем смены кулачка, либо изменением передаточных
отношений некоторых рычагов передачи, либо разрывом связи между кулачком
и ведомым элементом станка на определенной части цикла. Так, например, в авто-
мате по фиг. 494 коленчатые рычаги 1 и 16 снабжены для этой цели прорезями,
в которых можно переставлять нижний палец соответствующего шатуна.
На фиг. 495 показано устройство при-
вода подач фрезерного супорта зубофре-
зерпого автомата для малых мелкомо-
дульных зубчатых колес. Перемещение
супорту 3 сообщается от постоянного
торцевого кулачка 1 через рычаг 7 с паль-
цем 2, качающийся на оси 8, стойку 6,
закрепленную в прорези рычага 7, и вин г
4, упирающийся в торец супорта. Длина
хода последнего регулируется переста-
новкой стойки 6 в прорези рычага 7, а
конечное (или начальное) положение этого
супорта — установкой винта 4, для закреп-
ления которого служит стопорный винт 3.
Иной принцип регулирования длины хода ведомой части станка при постоян-
ном кулачке иллюстрирует фиг. 496, изображающая привод подач переднего су-
порта многорезцового полуавтомата. Передача движения супорту 1 от постоян-
ного барабанного кулачка 5 происходит здесь посредством ползуна 7, движуще-
гося прямолинейно в направляющих станины (см. разрез no ВВ) под вЪздей-
по 88 7 7
б 8
Фиг. 196.
ствием кулачка 5 на ролик 6’ ползуна. При перемещении ползуна вперед он упи-
рается в пялец 2 супорга 1 и сообщает ему подачу. Тот же ползун отводит
супорт назад, упираясь в гайку 3. Если с помощью винта 4 отвести гайку 3 назад
и затем установить супорт так, чтобы ползун 7 соприкасался с гайкой 3, то длина
хода супорта вперед будет уменьшена на величину расстояния между ползуном и
пальцем 2 супорта, так как во время прохождения ползуном этого расстояния
супорт будет оставаться неподвижным. Требуемая длина хода супорта вперед уста-
навливается по показанию стрелки 8 на лимбе 9.
Недостатки этого способа регулирования — увеличение времени холостого хода
(длина хода ползуна 7 при постоянном кулачке неизменна) и неизбежность толчка
ползуна 7 о гайку 3 в момент их встречи на обратном ходу.
Кулачок и рычаг или толкатель
519
Для регулирования длины хода ведомой части станка при приводе ее от ку-
лачка применяются иногда также комбинации описанных конструктивных приемов.
Оригинальный способ использования барабанного кулачка для осуществления
медленного прямолинейного движения подачи показан на фиг. 497, изображающей
устройство привода скоростей и подач шпинделя силовой головки. От вала /
электродвигателя вращение передается парой зубчатых колес валику 2, на кото-
ром заклинены шестерни и д2, сцепленные с колесами соответственно z\ и z'^
Первое из них заклинено на конце шпинделя J, второе—на удлиненной втулке
барабана 4 подачи. В винтовую канавку барабана входит ролик 5, связанный со
шпинделем. Если 5 — шаг винтовой канавки барабана в мм, ix= -i-, /2 = —у-
г1 г2
и п — число оборотов в минуту валика 2, то продольная подача шпинделя,
обусловленная разностью угловых скоростей шпинделя и
s ~ п (г\ — Z2)S = n-Z1 (1—мм/мин. Соответственно
иодачи можно подобрать числа зубьев колес обеих передач.
барабана, составит
требуемой величине
В аналогичном „ди-
ференциальном" кулачном механизме специального алмазно-расточного станка сде-
Zi 506 n-S , о
лано — - — уттт; ; следовательно, s ~ мм мин и, выбрав шаг 5 достаточно ма-
/2 507 ’ 507
лым, можно осуществлять очень тонкую подачу.
Способы профилирования кулачков известны из курса „Теория механизмов
и машин", а в применении к кулачным передачам станков подробно излагаются
в разделе „Автоматы и полуавтоматы" курса „Металлорежущие станки".
При проектировании кулачной передачи ряд параметров может быть выбран
произвольно. Необходимо выбрать их с таким расчетом, чтобы не только полу-
чался требуемый закон движения ведомой части станка, но чтобы и производи-
тельность станка была наибольшей, насколько это зависит от формы кулачков, и
чтобы распределение сил, действующих на детали передачи, было возможно более
благоприятным в отношении их износостойкости, свободы от вибраций и общего
к. п. д. всей передачи. В частности, следует стремиться к возможно малым да-
влениям в опорах и шарнирах.
Детали кулачной передачи должны быть проверены на прочность исходя из
совокупности всех действующих на них сил—усилий резания, давлений пружин,
сил инерции, сил трения, а рабочие поверхности кулачка и сопряженной с ним
детали — на смятие по формулам для контактных напряжений. Наибольшее давле-
ние на площадке контакта, равное наибольшему сжимающему напряжению, опре-
деляется по формуле
0,418 -Lj кг/мм2, (59.1)
где Р—нормальное давление в кг; b — ширина рабочей поверхности в мм; г~
радиус закругления лезвия призмы или радиус ролика в мм; р — радиус кривизны
520 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
кулачка (для выпуклых участков р > 0, для вогнутых р < 0); Д— модуль упру-
гости первого рода в кг; мм2.
Если материалы кулачка и сопряженной с ним детали механизма имеют раз-
личные модули Ег и то в последнюю формулу следует подставлять значение Е,
вычисленное из соотношения
Так как радиус кривизны р кулачка — величина переменная, то наибольшее
напряжение оСЯСП1ах соответствует наименьшему положительному значению р, т. е.
в формуле (59. 1) следует принимать: р = pmin (> 0).
Для барабанных кулачков можно принимать -i- = 0, и формула (59. 1) при-
нимает в этом случае вид
</„ 0,418 кг и.-.Е. (59.2)
При контакте кулачка с роликом диаметра 2r = d мм формулы (59. 1) и (59. 2)
принимают вид
</о = О,418^ ±-е(‘2+^ кг;см\ (59.3)
<70 = 0,59(59.4)
Для сталей можно допускать </0 =зсж 1Ш1Х~2зт, где з/—предел текучести ма-
териала.
Нормальное давление Р, которое входит в формулы (59.1)—(59.4) и вели-
чину которого необходимо знать для расчета также других деталей передачи по-
мимо кулачков, определяется с помощью уравнений статики.
Значения Р определяются для различных углов поворота кулачка, например,
через каждые 10—15°, и таким образом находятся их наибольшие расчетные ве-
личины. Иногда эти наибольшие значения может выявить анализ формул.
Аналогично определяются усилия и крутящие моменты при передаче от кулачка
не на толкатель, а на качающийся рычаг.
§ 60. КРИВОШИПНО-ШАТУННЫЙ, КУЛИСНЫЕ И МНОГОЗВЕННЫЕ РЫЧАЖНЫЕ
МЕХАНИЗМЫ В СТАНКАХ
Механизмы этого рода используются в станках для осуществления прямолиней-
ного возвратно-поступательного движения при сравнительно малых длинах хода,
примерно до 1000—1300 мм; поэтому они имеют ограниченное распространение,
тем более, что в новых конструкциях станков предпочитают применять для этой
цели гидропривод.
Достоинством механизмов рассматриваемой группы является то, что они делают
ненужными специальные устройства для реверсирования движения в концах хода.
Существенный эксплуатационный недостаток их — наличие шарнирных сочленений,
что делает практически неизбежными удары в шарнирах в моменты .реверсирова-
ния вследствие увеличения зазоров, обусловленного износом. Другой недостаток—
непостоянство скорости ведомой части станка при постоянном числе оборотов ве-
дущего элемента механизма. Стремление выравнять эту скорость приводит к ослож-
нению механизма добавочными звеньями, а это сопровождается обычно увеличе-
нием количества шарнирных соединений. От обоих этих недостатков свободен гидро-
привод.
Кривошипно-шатунный механизм уместен в тех случаях, когда полезно исполь-
зуются как прямой, так и обратный ход шатана, например, в приводе шпоночно-
Кривошипно-шатунный,
кулисные и многозвенные рычажные механизмы
521
фрезерных станков с маятниковой подачей, в шлифовальных станках — для осцил-
лирования круга. Кривошипно-шатунный механизм находит применение также
в механических ножовках,в станках для нарезания конических зубчатых колес, где
он сообщает возвратно-поступательное движение строгальным резцам, в много-
резцовых токарных полуавтоматах для подачи поперечного супорта, в цепях подачи
станков с периодической подачей посредством собачки и храповика, наконец,
в цепях вспомогательных движений, где равенство скоростей прямого и обратного
ходов не имеет значения. Фиг. 498, изображающая механизм качания стола зубо-
долбежного станка модели 514, иллюстрирует такое применение кривошипного
механизма. Вращающийся постоянно в одну
воздействуя эксцентриком 3 на ролики 2 и 5,
рамку, а вместе с ней шатун 6. При этом
рычаг 7 сообщает возвратно-вращагельное дви-
жение валу 8 и кривошипному диску .9, кото-
сторону вал 4 коробки скоростей,
укрепленные в рамке 1, качает эту
Фиг. 499.
рый через тягу /(Укачает стол станка, отводя нарезаемую заготовку от долбяка
на время холостого хода и возвращая стол в рабочее положение перед началом
хода резания.
В том же станке кривошипный механизм используется также в цепи главного
движения для сообщения долбяку возвратно-поступательного движения. На ведомом
валу коробки скоростей сидит кривошипный диск 3 (фиг. 499), качающий шатун 2,
на котором укреплена втулка 1 с нарезанной на ней рейкой а. Следовательно,
сцепленное с последней зубчатое колесо 5 и шлицевый вал 4, на другом конце
которого укреплено зубчатое колесо 6 (см. фиг. 446), получают возвратно-вра-
щательное движение, преобразуемое передачей 6'—7 в возвратно-поступательное
движение ползуна с долбяком.
Преимущество кривошипно-кулисных, или, короче, кулисных механизмов перед
кривошипно-шатунным состоит в том, что время обратного хода меньше времени
прямого, и если обратный ход холостой, то непроизводительная потеря времени
при прочих одинаковых условиях меньше. Основная область применения кулисных
механизмов — в станках поперечно-строгальных и долбежных, где они еще не
вполне вытеснены гидроприводом, хотя число гидрофицированных моделей стан-
ков этих видов с каждым годом возрастает. Кулисные механизмы используются
иногда также для привода стола так называемых коротко-строгальных станков
(продольно-строгальных станков с длиной хода примерно до 1200 мм), стола
522 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
внутришлифовальных станков некоторых моделей с механической подачей и в не-
которых других станках. Многозвенные рычажные механизмы находят применение
в зубодолбежных станках для сообщения ползуну
вертикального возвратно-поступательного движе-
ния, в автоматах и полуавтоматах — для привода
супортов (см. предыдущий параграф), в специаль-
ных станках, предназначенных для обработки
штампов и прессформ, и др.
Бблыная часть деталей механизмов рассмат-
риваемой группы изготовляется из стали; выбор
марки стали и термообработки производится на
основании расчета. Кулисы отливают из чугуна
обычного или модифицированного, реже из стали,
или делают их сварными. В отдельных моделях
станков встречаются кулисы из алюминиевого или
алюминиемагниевого сплава; цель этого—умень-
шение массы кулисы и тем самым сил инерции,
обусловленных непостоянством скорости кулисы.
По тем же соображениям из легкого сплава
изготовляют иногда такж~ балансиры и тому
подобные детали многозвенных механизмов при-
вода шпинделя зубодолбежных станков. Материал
для камней (ползушек) выбирают с таким расче-
том, чтобы коэфициент трения скольжения был
по возможности малым, а износостойкость камня
меньше, чем сопряженной — обычно более доро-
гой— детали механизма; чаще всего ползушки
изготовляют поэтому из бронзы или антифрик-
ционного чугуна. Пальцы и валики шарнирных
соединений должны иметь износостойкую поверх-
ность; наиболее подходящий для них материал —
цементуемая сталь типа 15 или 20Х, если палец
работает в паре со сталью или чугуном, и терми-
чески улучшаемая сталь типа 45—при работе с
бронзой.
В станках находят применение как качаю-
щиеся, так и вращающиеся кулисы. Конструкция
кулисного механизма сильно зависит от выбран-
ной кинематической схемы его. Встречающиеся
в станках варианты кинематической схемы меха-
низма с качающейся кулисой показаны на
фиг. 500, а—д. На фиг. 500, а изображен при-
вод посредством кулисы постоянной длины: ниж-
ний конец ее укреплен на оси качания поворотно,
верхний снабжен камнем, следовательно, ось камня
о исывает дугу окружности радиуса /, равного
длине кулисы. В схемах по фиг. 500, б и в ку-
лиса переменной длины и верхняя точка ее
движется по прямой; по этой схеме сконструи-
рован, например, привод поперечно-строгального
станка модели 736 (фиг. 501). Все эти механизмы
имеют, помимо кулисного, еще второй камень,
что является недостатком схем фиг. 500, а — в.
Второго камня можно избежать, если добавить
серьгу вверху или внизу кулисы, как показано на схемах фиг. 500, г и д (поперечно-
строгальный станок модели 7А35 с серьгой наверху). Соответственным подбо-
Кривошипно-шатунный, кулисные и многозвенные рычажные механизмы 523
ром размеров элементов кривошипно-кулисного механизма и серьги можно сделать
кривую скорости рабочего хода несколько более пологой, чем в случае кулисных
механизмов без серьги; это представляет известное преимущество, если механизм
служит для привода движения резания.
Фиг. 501.
Для повышения прочности в жесткости кулисы на изгиб паз под кулисный
камень лучше делать не сквозным, а закрытым с одной стороны полностью или
по крайней мере на большей части длины, как это сделано, например, в кулисе,
изображенной на фиг. 502 (кулиса поперечно-
строгального станка). Также и другие детали
кулисного механизма, особенно — работающие
на продольный изгиб, должны быть сделаны
достаточно жесткими, для чего их усиливают
соответственно расположенными ребрами, как
это сделано в кулисе по фиг. 502.
Для механизмов с качающейся кулисой
требуемую длину хода ведомой части станка
можно установить, регулируя величину радиуса
кривошипа, перемещая для этого ползушку с
кривошипным пальцем в прорези кривошипного
колеса или диска посредством винта, который
проходит сквозь резьбу в теле этой ползушки
(см. фиг. 501).
При выборе схемы кулисного механизма
для проектируемого станка нужно принимать
в расчет следующие соображения. В механизмах
по схемам фиг. 500, б и д кулиса подвешена
к ползуну, и вес ее добавочно нагружает его направляющие, от чего свободны конст-
рукции по фиг. 500, а, виге неподвижной осью качания кулисы внизу станины.
В случае выбора схемы по фиг. 500,2 желательно, чтобы вертикальная состав-
ляющая усилия, с которым серьга тянет ползун во время рабочего хода, была
направлена вниз и примерно компенсировала радиальное усилие Ру резания, дей-
ствующее на инструмент. Следует, кроме того, принимать в расчет осложнение
524 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
технологии изготовления и сборки кулисного механизма серьгой и деталями
соединения ее с кулисой и ползуном или с осью качания при выборе схем по
фиг. 500, г nd.
Кривошипное колесо кулисного механизма изготовляется цельным или состав-
ным, с отдельным зубчатым венцом, чтобы избежать необходимости замены всей
этой трудоемкой детали после износа зубьев. Последние часто делают косыми для
более плавной работы передачи. В хороших моделях станков кривошипное колесо
динамически уравновешено. Цапфа большого диаметра составляет обычно одно
целое с колесом и монтируется в
мощном подшипнике скольжения или
в подшипниках качения с предва-
рительным натягом. Паз колеса под
ползушку с кривошипным пальцем
имеет сечение в форме ласточкина хвоста соответственно форме ползушки;
иногда только одна грань паза делается наклонной.
Кулисный камень имеет большей частью форму, показанную на фиг. 503. Эта
деталь работает в тяжелых условиях и сильно изнашивается, если площадь ее
рабочих поверхностей недостаточна или не гарантирована надежная смазка; поэтому
площади рабочих граней камня следует делать возможно большими.
Простейшая схема вращающейся кулисы изображена на фиг. 504. Для того
чтобы кулиса вращалась, ее ось Ог должна лежать внутри окружности с центром
О, описываемой кривошипным пальцем, т. е. должно быть е < г. При схеме
кулисы по фиг. 504 длина хода /г = 21; следовательно, установка длины хода
должна производиться здесь изменением не радиуса г кривошипа, а величины I =
= OtA. Иногда вращающаяся кулиса комбинируется с кривошипно-шатунной пе-
редачей или с качающейся кулисой, и тогда длина хода регулируется изменением
радиуса кривошипа этого механизма.
Фиг. 505 поясняет устройство вращающейся кулисы (долбежного станка).
Последняя шестерня 8 коробки скоростей постоянно сцеплена с зубчатым коле-
сом 2, которое вращается вхолостую на эксцентриковой втулке 5. Сквозь эту
втулку, неподвижно закрепленную в станине, свободно проходит вал 6, на правом
конце которого заклинена шпонкой кулиса 7 с пазом для камня 3, свободно на-
детого на палец 4. Этот палец жестко закреплен в эксцентричном отверстии
кулисного колеса 2 на расстоянии от оси последнего, превышающем эксцентри-
Кривошипно-шатунный, кулисные и многозвенные рычажные механизмы 525
ситет втулки 5 (г>е). Следовательно, при вращении зубчатого колеса 2 будет
вращаться также кулиса 7, а вместе с ней вал 6. На левом (на фигуре) конце
этого вала заклинен кривошипный диск 7, связанный с шатуном, и т. д. Таким
образом, при вращении кулисы 7 и вала 6 синхронно с ними вращается кривошипный
диск /, который посредством шатуна сообщает возвратно-поступательное движе-
ние ползуну станка. Из фиг. 505 видно, что в этой конструкции размеры г и е
вращающейся кулисы постоянны; установка длины хода долбяка производится
изменением величины радиуса кривошипа.
Механизм с вращающейся кулисой, применяемый иногда в сдвоенных попе-
речно строгальных станках с подачей ползуна (вместо обычной в этих станках
подачи стола), представлен на фиг. 506. Большое кривошипное колесо 2 посред-
ством пальца 5 и камня в вращает кулису 4 вокруг неподвижной оси 3 (е -= OOt
меньше радиуса окружности, описываемой центром кривошипного пальца). Паль-
нем 7 кулиса соединена с головкой шатуна 7, вторая головка которого связана
с ползуном станка.
Ввиду того что кривошипно-шатунный и кулисные механизмы имеют в совре-
менных станках ограниченное применение, расчет их здесь не приводится.
§ 61. КАНАТНЫЙ ПРИВОД
Прямолинейное движение может быть сообщено каретке, головке, несущей
инструмент, или другой детали станка посредством стального каната, прикреплен-
ного к этой детали и навивающегося на барабан. Привод такого рода нашел при-
менение, например, в шлифовально-притирочном (хонинговальном) станке отече-
ственной конструкции. Кинематическая схема станка представлена на фиг. 507.
Как видно из нее, стальной трос обоими своими концами закреплен в инструмен-
тальной каретке 4 и, огибая с одной стороны канатный барабан 6, расположен-
ный на правом торце станины, а с другой стороны блок 2, образует таким обра-
зом вместе с кареткой бесконечную ленту.
Барабан, который приводится от электродвигателя через плоскоременную пере-
дачу 8—7 и червячную передачу 9—5, сидит на своем валу свободно и включается
посредством фрикционной муфгы 10. Конструкция барабана и червячной передачи
показана на фиг. 508. Для перемещения каретки вручную служит маховичок 77,
сообщающий вращение блоку 2 через зубчатую передачу 3—1 с внутренним заце-
плением.
526 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Фиг. Г07.
Канатный привод
527
Канак закреплен в каретке станка посредством пружин (фиг. 509), которые
амортизируют случайные толчки. При помощи их регулируется также натяжение
каната.
Направление движения каретки в концах хода изменяется реверсированием
электродвигателя от упоров, устанавливаемых соответственно длине притираемого
отверстия и воздействующих на реверсирующие переключатели.
Достоинство этого привода — простота конструкции. Для точных расчетных
перемещений он непригоден вследствие склонности троса к вытягиванию и нали-
чия пружин в цепи привода.
Сеть 220-380 в
Фиг. 510.
Канатный привод имеет пока в станках лишь ограниченное применение, так же
как и привод посредством стальной ленты, наматывающейся на барабан (приме-
няется, например, в некоторых моделях специальных расточных станков).
Помимо рассмотренных выше, в станках нашли некоторое применение и дру-
гие механизмы для осуществления прямолинейной подачи при малых длинах пути
и небольших скоростях подачи, как это требуется, например, в механизмах вре-
зания шлифовальных станков. Так, в некоторых отечественных моделях этих стан-
ков для этой цели использован оригинальный механизм тепловой подачи, создан-
ный в нашей стране лауреатом Сталинской премии Б. Т. Бреевым. Конструктив-
ная схема такого механизма врезания изображена на фиг. 510.
От автотрансформатора 1 ток подводится через стержень 2 к трубчатому на-
гревательному элементу 4, навинченному на утолщенный полый конец ходового
винта-штока 9. Нагреваясь, элемент 4 перемещает вправо ходовой винт 9 и через
гайку 11 — шлифовальную бабку 6, с которой эта гайка скреплена винтами. Для
быстрого охлаждения электронагревательного элемента 4 и токоподводящет о
стержня 2 служит насос 12, подающий эмульсию в кольцевую полость между
обеими деталями через автоматически действующий кран 13.'
528 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Быстрые перемещения шлифовальной бабки производятся гидросистемой станка
через укрепленный на станине 8 гидравлический цилиндр 7, поршень которого
закреплен на конце ходового винта-штока 9. Коническая шестерня 5 позволяет
перемещать шлифовальную бабку вручную; деталь /0, заштифтованная на штоке 9,
предохраняет ходовой винт от проворачивания. Деталь 3—изоляционная про-
кладка. Кран 13 соединен с электронагревательным элементом 4, полый конец
ходового винта 9 — с резервуаром для эмульсии и гидроцилиндр 7—с гидроси-
стемой посредством гибких труб или рукавов (шлангов), благодаря чему все пе-
ремещения шлифовальной бабки и связанных с ней деталей механизма врезной
подачи происходят беспрепятственно.
Скорость подачи легко регулируется изменением напряжения (посредством
реостата в цепи нагревателя 2), а длительность выхаживания — гайками 8. Пере-
мещение шлифовальной бабки, получаемое описанным способом, невелико: напри-
мер, при длине латунной трубы 800 мм и нагревании ее на 70° выше окружаю-
щей температуры удлинение трубы составит А/ ж 18 • 10'6 800 • 70 -_= 1 мм.
Скорость подачи может быть сделана очень малой, до ~0,05 мм'мин', при гидро-
подаче это неосуществимо.
Для той же цели был применен в одном шлифовальном станке механизм, дей-
ствие которого основано на медленном выпрямлении рессоры, связанной одним
концом с салазками, другим — со шлифовальной бабкой, а своей серединой — со
штоком поршня, который поднимается кверху давюнием масла, медленно нагне-
таемого в гидроцилиндр. Распространения это устройство не получило.
В американской модели полуавтомата для обработки велосипедных педалей
подача инструмента производится осевым перемещением ротора, с которым непо-
средственно связан режущий инструмент, в магнитном поле статора. Недостаток
такого принципа подачи заключается в том, что для компенсации потери крутя-
щего момента и повышенного нагрева электродвигателя, обусловленных выдвига-
нием ротора из статора, необходимы специальные конструктивные мероприятия.
§ 62. ПАНТОГРАФНЫЕ УСТРОЙСТВА
Применение пантографных устройств в копировально- и гравировально-фрезер-
ных станках (например, в моделях 6463 для плоского и 6461 для объемного ко-
пирования), в профильно-шлифовальных для обработки инструментов, калибров
и лекал с фасонным контуром, во многих шлифовальных станках — для алмазной
правки профиля фасонных кругов (изредка также в фасонно-токарных и расточ-
ных станках) основано на использовании некоторых свойств пантографа — шар-
нирного параллелограма с удлиненными сторонами или дополнительной связью
между параллельными сторонами. Схемы нескольких вариантов пантографа, приме-
няемых в названных станках, изображены на фиг. 511, а — г. Если О — непо-
движная ось пантографа, а в точках А и В, лежащих на одной прямой с О, по-
местить в одной — щуп (штифт, трейсер), а в другой — ось инструмента, то при
движении пантографа оси щупа и инструмента будут описывать геометрически по-
добные фигуры. Поэтому, чтобы получить на заготовке желаемый плоский кон-
тур, нужно перемещать щуп вдоль контура шаблона или чертежа, геометрически
подобного требуемому. В указанном свойстве пантографа легко убедиться следую-
щим образом.
Пусть при одном из положений пантографа, построенного по любой из схем
фиг. 511, а—г или по иной схеме, оси А и В щупа и инструмента лежат в одной
плоскости с неподвижной осью О пантографа, как изображено на этих схемах.
Тогда также и при всяком другом положении пантографа оси А, В и О будут
лежать в одной плоскости, или точки А, В и О - на одной прямой. Действи-
тельно, так как BD || AF, то треугольники ОСВ и OFA подобны, и поэтому
ОС : СВ ~ OF : FA. При всех положениях пантографа параллельность BD и AF
сохраняется. Так как, кроме того, все четыре отрезка, которые входят в про-
порцию ОС: СВ — OF :FA, по длине неизменны, то она остается в силе при
Пантографные устройства
529
гсех положениях пантографа, треугольники ОСВ и OFA всегда подобны, а сле-
довательно, точки А, В и О всегда остаются на одной прямой.
Предположим, что пантограф движется, и вектор vB изображает на фиг. 512
мгновенную скорость точки В. Так как всякое перемещение этой точки можно
получить посредством двух вращений: 1) всего пантографа как жесткой системы
около неподвижной точки О и 2) звена DCB около точки С при неподвижном
звене OFC, то v„ = vгде v,,n J_ OAB и vnrСВ. Составляющими ско-
' Lj Zj ky /5 C. Z5 CZ or,
ростами точки А при этих двух вращениях будут v AQ J. О АВ и vAf, j_ AF; так как
всегда непараллельно СВ, то векторы скоростей
(араллельны. Кроме того,
J'dP _ Ол _ 0F = 1Л ;
v ОВ~~ ос св 1
VBO
и
vAF_______________FA ___OF.__ .
ос - 1-
Следовательно,
So _ Sr
— — >
VBO VBC
а так как vA = vAO -j- vAp, то векторы vA и vg
параллельны и vA : vB — i.
точек А и В при произволь-
Таким образом, векторы мгновенных скоростей
ном движении пантографа всегда параллельны и находятся в постоянном отноше-
нии. Это значит, что фигуры, описываемые точками А и В, геометрически по-
добен.
Совершенно аналогично можно доказать это положение для всякого другого
пантографа. Если подвижная ось О пантографа расположена между точками А
и В, то векторы их мгновешных скоростей vA и v оставаясь параллельными, бу-
дут направлены в противоположные стороны, т. е. обработанный контур будет
34 Ачеркам 1386
530
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
повернут на 180° относительно контура копира (чертежа или шаблона); это необ-
ходимо учитывать при установке на станке заготовки и копира (сравн , например,
фиг. 513 и 514).
Величина i называется передаточным отношением пантографа, и, как следует
из предыдущего, указывает величину отношения линейных размеров фигур, опи-
сываемых точками А и Я Обычно шаблон или чертеж выполняется в масштабе
т^>1, и при настройке пантографа на передаточное отношение / --—изделие
получает требуемые размеры; погрешности контура копира переносятся при этом
на изделие уменьшенными по
абсолютной величине в m раз.
Постоянное передаточное
отношение имеют лишь панто-
графы, предназначенные для
узко специальных станков или
для правки профиля фасонных
шлифовальных кругов (напри-
мер, в зубошлифовальных стан-
ках). В большинстве случаев
величину i можно регулиро-
вать в некоторых пределах,
обусловленных конструкцией
пантографа. Так как пантограф-
ные устройства станков рабо-
тают большей частью с умень-
шением размеров против разме-
ров копира, то, как правило,
/<1. Значение i - 1 недости-
жимо в тех случаях, когда оси
щупа и инструмента располо-
жены по одну сторону от не-
подвижной оси пантографа:
при схемах по фиг. 511, а—г
i — OF : ОС; поэтому i — 1 для
пантографов по схемам фиг. 511
а и б невозможно.
В пантографных устройствах станков обычно /= -р или pg до у—. Уста-
новка требуемого передаточного отношения производится изменением длин плеч
пантографа путем перемещения вдоль них ползушек. Так, например, у изображен-
ного на фиг. 513 пантографа гравировального станка, построенного по схеме
фиг. 511, в, имеются две ползушки 1 и 2, позволяющие изменять положения
щупа В и оси О и регулировать таким способом передаточное отношение устрой-
1 1 -г й
ства в пределах между -р и . Теоретически оно может быть уменьшено до
нуля при совпадении осей О и В с осью шарнира 3; практической надобности
. 1 1 -
В Z<'F(T~4~7o' ОбЫЧНО НеТ'
Также и у пантографа по фиг. 514 передаточное отношение можно регулиро-
вать в диапазоне от pg до ру с помощью трех ползушек 1—3. Ползушки 1 и 3
необходимы для обеспечения параллельности противоположных сторон паралле-
лограма, ползушка 2— для установки точки А на прямой ОВ.
Как показано на фиг. 513 и 514, на гранях пантографа, вдоль которых можно
перемещать ползушки, нанесены деления, соответствующие различным передаточ-
ным отношениям устройства; для получения их необходимо, чтобы риски на пол-
зушках совпадали с соответствующим делением шкал.
Пантографные устройства
531
Конструктивное выполнение нантографных устройств станков поясняют
фиг. 515—518.
На фиг. 515 изображен гравировальный станок для плоских работ (мощность
двигателя около 0,25 кет). Передаточное отношение пантографа 1 = —^ [77
Фиг. 515.
Широко применяются пантографы в
ирофильношлифовальных и зубошлифо-
вальных станках для правки алмазами
фасон ого шлифовального круга Схема
такою устройства показана на фиг. 516.
Для точной установки шлифовального
круга отиоси!сльно изделия профильно-
шлифовальные станки снабжаются обычно
микроскопом, как показано на схеме. На
фиг. 517 изображена схема пантограф-
ного устройства для алмашой правки
боковых сторон эвольвентного профиля
Фиг. 516.
«руга зубишлифовального станка, на фиг. 518 — конструкция этого устройства.
Фиг
Фиг. 518.
с требуемым эвольвентным профилем строят всегда в масштабе 6:1. Устройство
приводится в движение вручную посредством рычага.
В станках с пангографнычи устройствами инструмент приводится от электро-
двигателя обычно посредством клиновых или круглых ремней. Так как положе-
532 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
ние инструмента во время работы непрерывно изменяется, то ременная передача
должна быть сконструирована так, чтобы натяжение ремней оставалось постоян-
ным при всех положениях пантографа.
Достоинство пангографных устройств — возможность регулирования передаточ-
ного отношения в широком диапазоне, что позволяет пользоваться копирами,
выполненными в различных масштабах. Кроме того, пантограф проще и дешевле
многих других копировальных устройств. Главные недостатки пантографов — ма-
лая жесткость их, обусловленная самой конструкцией и большим количеством
шарниров, а также трудность автоматизации движения щупа и тем самым всего
устройства; поэтому во многих станках обвод щупом контура копира произво-
дится вручную. Существуют, однако, также автоматически действующие панто-
графные устройства. Так, если при конструкции его по схеме фиг. 517 тягу / — 1
связать с рычагом, управляемым не от руки, а механически или гидравлически
(от штока поршня гидравлического цилиндра, как сделано в действительности
в пантографе зубошлифоваль тых станков некоторых моделей), то ощупывание
штифтом контура шаблона будет происходить автоматически. Прижатие щупа
к шаблону может быть обеспечено пружинами, грузом или давлением масла.
Повышение жесткости пантографа достигается увеличением жесткости всех его
звеньев путем подбора наивыгоднейших форм их сечений и на[лежащих размеров
их, а отчасти уменьшением его веса (пантографы из дуралюмина и тому подобных
сплавов позволяют уменьшить вес на 50—60‘* 0).
Панто.ра {шые устройства могут быть использованы не только для плоских,
но и дая пространственных движений. Однако при этом конструкция механизма
осложняется, жесткость его еще меньше, чем жесткость плоского пантографа, и
поэтому такие механизмы применяются в станках не часто (пример: копировально-
фрезерный станок модели 6461 для объемного копирования в масштабе; [19] и [21]).
§ 63. КОПИРОВАЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА ДЛЯ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ
ПЛОСКИХ ДВИЖЕНИЙ
Проблема контурной обработки изделий допускает чрезвычайно большое число
разнообразных решений, которые различаются не только по конструктивному
выполнению всего устройства, осуществляющего движение инструмента по тре-
буемому профилю, и отдельных частей его, но и по самому принципу, положенному
в основу устройств этого назна ;ения. Подробное рассмотрение их здесь невозможно,
и ниже приводятся лишь самые общие указания о способах решения упомянутой
задачи при проектировании копировальных станков (подробнее см. [18], [19], [21]).
Устройства д 1Я реализации сложных плоских движений инструмента (или заго-
товки) могут быть распределены па две принципиально различные группы—
устройства, работают! е: а) без применения копира и б) от копира, изготовленного
в виде шаблона из металла, гипса, пластмассы, дерева и г. п. или в виде чертежа,
представляют! его по существу графический шаблон. Последний должен быть вы-
полнен с такой же точностью, как всякий другой шаблон, и на материале, не де-
формирующемся под действием, например, содержащейся в воздухе влаги и т. д.
Получить обработкой без копира сложный плоский профиль можно: 1) либо
используя принцип обкатки (огибания), 2) либо построив такой плоский много-
звенный механизм, который перемещал бы инструмент по требуемой траектории.
В первом случае необходим специальный инструмент — фасонный долбяк (анало-
гичный чашечному фасонному резну», профиль которого строится как сопряженный
требуемому профилю. Такой инструмент дорог, и применение его экономически
оправ тано лишь при достаточно большом масштабе производства. Обработку из-
делия можно производить на обычном зубодолбежном станке.
Возможность решения по второму варианту сильно ограничена тем, что
не для всякого профиля можно подобрать кинематическую схему и построить
практически п игодный механизм, одна из точек которого описывала бы требуе-
мую траекторию хотя бы с достаточным приближением. Это решение, если оно
Копировальные уст ройства
533
вообще возможно и если получающийся механизм не слишком сложен, приемлемо
лишь для узко специальных станков, следовательно, также при большом масштабе
производства. По указанным причинам устройства, обрабатывающие сложные кон-
туры без копира, находят пока лишь ограниченное применение в современных
станках.
В подавляющем большинстве случаев для осуществления сложного плоского
движения в станках обращаются к устройствам, работающим от копира. Главное
преимущество их заключается в универсальности: на одном и том же станке можно
обрабатывать изделия различных профилей, сменяя
Точность обработки по копиру может быть очень
высокой, на что указывает, например, применение
их для правки абразивных кругов профильношлифо-
вальных и зубошлифовальных станков. Иногда при-
менение копира диктуется тем, что иной способ обра-
ботки требуемого профиля вообще невозможен.
Эти достоинства устройств с копирами заставляют
мириться с их недостатками, к числу которых отно-
сятся: 1) трудность или невозможность обвода щу-
пом профиля копира в тех местах, где резко изме-
няется направление касательной к профилю (прямые,
острые углы и т. п.); 2) непостоянство скорости
подачи вдоль профиля изделия (по касательной к
профилю), обусловленное тем, что эта скорость
лишь копир и инструмент.
Фиг. 519.
слагается геометрически из скорости подачи, не управляемой копиром, напри-
мер, подачи стола от ходового винта, и скорости так называемой следящей по-
дачи — от копира, причем оба движения подачи автоматически не связаны;
3) в известных случаях — высокое давление между щупом, имеющим форму
пальца или ролика, и рабочей поверхнооыо копира, что влечет за собой уси-
ленное срабатывание этой трудоемкой и дорогой детали.
Последний недостаток, играющий часто решающую роль при выборе варианта
устройства, может быть устранен, если ввести в систему передачи от копира
к режущему инструменту специальное усилительное устройство. В этом случае
вся система состоит из: а) копира, который своим профилем задает траекторию
движения режущего инструмента относительно заготовки; б) следящего устройства
(см. гл. XIV, § 80), выполняющего функции датчика импульсов при каждом
О1клонении инструмтнта от этой траектории, направленных к устранению их; в) уси-
лительного устройства, имеющего назначением усиливать слабые импу и сы следя-
щего устройства до такой величины, которая необходима для управления; г) испол-
нительного механизма. Принципиальная схема такой системы представлена на
фиг. 519. Небольшое давление копира 10 на щуп 9 следящего устройства 8 вы-
зывает перемещение щупа, посылающее импульс в усилитель 1. Усиленный импульс
передается в узлы 2 и 7 управления исполнительными механизмами 3 и 6, вслед-
ствие чего фреза 4 копирует на заготовке 5 форму копира 10. Эти узлы могут
быть конструктивно оформлены самым различным образом; например, если в при-
воде подач применены электродвигатели постоянного тока, роль этих узлов играют
обмотки возбуждения двигателей и т. д.
В системах с усилительными устройствами сила давления копира на щуп должна
быть достаточной лишь для перемещения соответствующих деталей следящего
устройства, т. е. может быть очень малой.
В копировальных системах без усилителя функции следящего устройства вы-
полняет щуп, который в этом случае непосредственно управляет исполнительным
механизмом. По типу конструкции эти устройства могут быть распределены на
следующие группы:
1. Устройства с жесткой связью между щупом и режущим инстру-
ментом. Оба они установлены в общем корпусе (супорте), который совершает
вместе с ними плоское движение по траектории, определяемой профилем копира.
534 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Постоянный контакт щупа с последним создается пружинами, гидравлическим
давлением, грузом или усилием рабочего. Наиболее распространенные схемы работы
таких устройств представлены на фиг. 520, а—г, где цифрой 1 обозначен
щуп (копирный палец или ролик), 2— режущий инструмент, 3 — копир, 4 — заго-
товка изделия и 5 — стол станка.
Целесообразнее пользоваться копиром, размеры которого больше размеров из-
делия, так как при этом крутизна его профиля меньше, чем у изделия. Это сле-
дует из того, что при неизменном межосевом расстоянии одна из составляющих
результирующих скоростей у щупа и копира одинакова. Благодаря этому при при-
менении таких копиров возможно обрабатывать детали с более резкими изменениями
хода кривой профиля, чем в случае пользования копиром в масштабе 1 : 1 отно-
сительно изделия. Кроме того, усилия на копире увеличенного размера меньше;
поэтому схемы по фиг. 520, б и в заслуживают предпочтения. В станках, рабо-
тающих по этим схемам, межосевое расстоя ие а можно регулировать, что дает
возможность пользоваться копирами различных масштабов.
а) 6} в' г',
Фиг. 520.
Схема по фиг. 520, г получается из двух предыдущих, если вращение столз
заменить прямолинейным движением его. Очевидно, что при этой схеме копиро-
вание возможно лишь в масштабе 1:1. Если предусмотреть для копира и заго-
товки отдельные столы, которые могут двигаться с различной скоростью, то при
прямолинейном движении столов станка также возможно будет использовать пре-
имущества „растянутого" копира — с увеличенным продольным масштабом. Для
этого необходимо лишь построить кинематические цепи обоих столов таким образом,
чтобы их можно было настраивать согласованно.
На фиг. 520, а к б копировальные ролики — конические. Перест .новка такого
ролика вдоль оси позволяет компенсировать уменьшение диаметра фрезы после
переточки.
2. Устройства с пантографом рассмотрены в предыдущем параграфе.
3. Устройства с рычажными с и с т е м а м и обладают большой универ-
сальностью и при правильной конструкции системы — жесткостью более высокой,
чем пантографные устройства. В качестве примера такого конструктивного решения
па фиг. 521 изображена рычажная система копировально-фрезерного станка с ги-
драв шческой подачей. Вокруг вертикальной колонки 9 могут свободно поворачи-
ваться фасонные рычаги 8 и 10. С первым из них шарнирно связаны рычаги 7
и /2, со вторым — рычаги 11 и 13, образуя двойной параллелограм, как схема-
тически показано на нижней фтигуре. Рычаги 7 и 13 соединены шарниром 6,
втулка которого закреплена в крестовом столе 14 для копира; аналогично ры-
чаги 11 и 12 соединены шарниром 1 При движении оси шарнира 6 по какой-
либо плсской кривой ось шарнира / описывает траекторию, конгруэнтную с этой
кривой но повернутую на 180° по отношению к ней.
Для возможности изменения масштаба копирования к механизму двойного
параллело!рама добавлен рычаг 2. Один конец его связан универсальным шарни-
ром с двойным параллелограмом, второй конец — универсальным шарниром 5
с крестовым столом 15, на котором закрепляется заготовка. Так как рычаг 2 —
первого рода, то ось шарнира 5 будет описывать кривую, ориентированную одина-
ково с профилем копира.
В своей ср-дней части рычаг 2 имеет прорезь, в которой закрепляется пол-
зушка 4, шарнирно связывающая этот рычаг с кронштейном 3. В соответствии
Литература
с масштабом копира изменяют отношение плеч рычага 2, передвигая для этого
кронштейн 3 в направляющих вертикальной стойки станка и устанавливая таким
образом ползушку 4 в соответствующем месте рычага 2. Это устройство позволяет
изменять масштаб копирования бесступепчаго в пределах от 1:1 до 1 : 3.
Рычажные системы, подобные описанной, могут передавать усилия, значительно
большие, чем пантографы обычного устройства, применяемые в стачках. Недо-
статок их — большое число шарниров.
4. Устройства с зубчатыми
передачами для координирования
движений щупа и режущего инструмента
хотя и встречаются в копировальных стан
нах, однако лишь редко, так как нали-
чие зазоров в зацеплениях приводит к
образованию на обрабатываемом профиле
уступов при изменениях направления дви-
жения щупа.
Каждое из устройств, отнесенных
выше к четырем труппам 1 —4, допускает
большое число конструктивных вариантов.
Кроме того, возможно также комбини-
ровать между собой устройства, относя-
щиеся к различным группам.
Большие преимущества копировальных
устройств с усилителями — широкие воз-
можности полной автоматизации их работы,
высокая точность обработки и болтаная
производительность — привели к тому,
что в последние годы конструкции копи-
ровальных станков всех типов разви-
раются в направлении использования в
них именно таких систем. Механическая
часть их, как правило, проще, чем в стан-
ках с копировальными устройствами без
усилителей, и основные функции выпол-
няются электроаппаратурой, в том штсле
а электронной и фотоэлектрической, устройствами гидравлическими и пневмати-
чскими. Комбинирование различных средств в следящем устройстве, усилителе
к исполнительном механизме приводит к очень большому числу конструктивных
вариантов, из которых реализованы., однако, сравнительно немногие. Соответст-
вующие схемы и конструкции устройств рассматриваются в курсах „Элекфопри-
30.’“ и „Гидропривод станков”.
ЛИТЕРА ГУРА
J. И. И. А р т о б о л е в с к и й. 3. Ш. Ьлох. В. В. Д о б р о в о л ь с к и й, Синтез меха
чазмов. Госгехиздат. 1 ы44.
2. В. В. Добровольский, Теория механизмов. Маш, из 1951.
3 Л. Н. Решетов. Расчет деталей станков. Манн из 1945.
4. Нормаль шашпостроения ТУД22-2 „Технические условия на ходовые винты и гайки
ь. Ш1М“. ЭНИМС, 19-19
:> . Энциклопедический справочник „Машиностроение” т. 9, гл. V, Машгиз, 1919.
6. 11. П. Соболев Размет чно-сверлил'.нь с станки и работа на них, Машгиз, 1947.
7. Э. Д. Спив к, Деформация хо.овых пингов и мсгоды ее устранения, „Станки
а иистрт мент” № 2. 1911.
3. И. В. Шашков О влиянии кручения на устойчивость и критическое число оборо-
10 ’ вала. ,.1 pi кл днан Maievaim.a и механика” т. 3 вып 2, 1939.
9 И. Г. Бруевич, ('б ошибке передаточного отношения плоского кулачкового меха-
низма. . Извет лич Акачмии на'к ( Ст Р Отд л i mi наук" № Г, 1947.
1U. Л. Н. Решетов, Кулачковые механизмы, Машгиз, 1918-
536
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
11. Б. В. Шаскольский, Расчет предельных углов подъема кулачков станков-
автоматов, „Станки и инструмент” № 8, 1947.
12. Г. A. Ill а у м я и, Основы теории проектирования станков-автоматов и автомати-
ческих линий, Машгиз. 1949.
13. И. Э. Беккер и В. И. Л а п о в о к, Сравнительный анализ двух методов дина-
мического расчета кривошипно-шатунного механизма, „Вестник машиностроения" № 4, 1939.
14. А. С. Немировский, Расчет и исследование кулисного механизма поперечно-
строгального станка. „Труды Московского станкоинструментального института имени
И. В. Сталина", вып. 9, 1940.
15. Д. Н. Решетов и Г. А. Левит, Типовые расчеты элементов станков, вып. IV,
ЭНИМС, И 42.
16. В. А. Б а р у н, Металлорежущие станки точной индустрии, Оборонгиз, 1938.
17. Л. Б. Эрлих, Движение супорта как автоколебательный процесс, „Станки и
инструмент” № 7, 1948.
18. Т. Н. Соколов и И. А. Дружинский, Автоматическое копирование на ме-
таллорежущих станках, Машгиз, 1949.
19. И. А. Дружинский, Методы фрезерования пространственно-сложных поверх-
ностей, Машгиз, 19; 0.
20. Б. Т. Бреев Пути совершенствования шлифовальных станков, „Станки и инстру-
мент" № 5, 1'50.
21. Н. И. Цейтлин, Металлорежущие копировальные станки, Машгиз, 1951.
ГЛАВА XII
МЕХАНИЗМЫ ДЛЯ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ ПЕРИОДИЧЕСКИХ (ПРЕРЫВИСТЫХ)
ДВИЖЕНИЙ
§ 64, ПЕРИОДИЧЕСКИЕ ДВИЖЕНИЯ В СТАНКАХ.
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ ИХ
Рабочий процесс некоторых станков построен таким образом, что для обра-
ботки изделия необходимо периодически изменять относительное положение заго-
товки и инструмента (или инструментов). Периодическое перемещение соответ-
ствующего узла или детали станка происходит перед начатом нового хода или
цикла и может быть: а) прямолинейным — всякий раз на определенную длину или
б) круговым — на определенную часть полного оборота. Периодические переме-
щения последнего вида называются делительными (или индексирующими).
К числу наиболее обычных в станках периодических движений относятся:
1) движения подачи в станках с прямолинейным главным движением — стро-
। альных и долбежных, а также в лоботокарных аанках;
2) движения подачи на глубину резания (на стружку) в шлифовальных станках
различных типов и в некоторых отделочных, например, в зубоотделсчных (шевин-
1 овочных);
3) повороты заготовки в зубообрабатывающих станках, работающих по методу
деления (периодического деления);
4) повороты револьверной головки, несущей инструменты, или — реже — заго-
ловки в револьверных станках, токарно-револьверных автоматах и полуавтоматах
и в некоторых других многоинсгрумеитных станках;
5) повороты шпиндельного блока в миогошпиндельных автоматах и полуавто-
матах;
6) повороты многопозиционных столов в полуавтоматах и автоматах агрегат-
ного типа;
7) повороты шпинделей в автоматических делительных головках;
8) движения магазинных устройств автоматов и частей транспортирующих
и некоторых других устройств автоматических линий станков.
Особенно многие движения имеют периодический характер в автоматах и полу-
автоматах различного назначения, работающих по ц иглу. Такими являются, напри-
мер, операции освобождения, подачи и зажима прутка, движения магазинных
устройств, периодические переключения скоростей и перемещений супортов, голо-
вок, многошпиндельных блоков и других узлов, периодические делительные движе-
ния в некоторых зубообрабатывающих полуавтоматах, работающих по методу обкатки
(огибания).
При конструктивной разработке устройства для авюматического осуществления
таких периодтеских движений можно избрать один из следующих принципиально
различных путей.
1. Кинематическая цепь, последним звеном которой является элемент станка,
получающий периодические перемещения, обслуживается отдельным электродвига-
телем, периодически и автоматически запускаемым и останавливаемым в должные
моменты рабочего цикла. В таком случае кинематическая цепь, которую часто воз-
•538 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
можно сделать очень короткой, может состоять из наиболее обычных передач —
зубчатых, червячных, винтовых и пр.; выбор передач зависит от требуемой вели-
чины, иногда и от скорости перемещений, а также и от характера их (прямолиней-
ные, круговые, качательные).
2. В кинематической цепи периодических перемещений имеется непрерывно вра-
щающийся кулачок, кривая которого профилирована таким образом, что в течение
требуемой части цикла соответствующая часть станка остается неподвижной. Все
связи между элементами кинематической цепи все время сохраняются.
3. Первое ведущее звено кинематической цепи периодических перемещений вра-
щается непрерывно, и периодичность (прерывистость) перемещений достигается
разрывом кинематической связи (с помощью, например, муфты, храповой передачи,
мальтийского механизма) в каком-либо месте цепи на все время, пока соответствую-
щий элемент станка должен оставаться в покое. В определенный момент цикла
эта кинематическая связь автоматически восстанавливается, происходит необходи-
мое перемещение, связь снова разрывается, и т. д.
Строгая периодичность разрывов и восстановлений связи обеспечивается кон-
струкцией устройства, в котором могут быть использованы либо одни лишь меха-
нические элементы, либо эти элементы в комбинации со средствами гидравлики,
пневматики и электротехники. При комбинированном решении поршень гидравли-
ческого или пневматического цилиндра, либо сердечник соленоида дает периоди-
ческий импульс механической системе, которая и производит перемещение соответ-
ствующей детали или узла станка (см., например, фиг. 526).
Устройства первого типа, с приводом периодических движений от отдельного
электродвигателя, применяются в современных станках пока еще гораздо реже
устройств двух других типов, главным образом из-за трудности точного регули-
рования числа оборотов, а тем более доли оборота ротора между его паузами,
как это иногда требуется в цепях подачи станков. Можно, однако, предвидеть, что
по мере усовершенствования электродвигателей устройства с индивидуальным при-
водом периодических движений будут постепенно вытеснять механизмы других
типов.
Требования, предъявляемые к точности периодических перемещений, зависят
от точности размеров или качества поверхности обрабатываемых на станке изде-
лий, и поэтому они могут быть очень различными. Наиболее высокие требования
в этом отношении дотжны предъявляться к механизмам для поворота шпиндельных
блоков многошпиндельных автоматов, для поворота многопозиционных столов,
револьверных головок; к делительным устройствам работающих по методу деле-
ния станков для обработки зубчатых колес и шлицевых валиков; к таким же
устройствам автоматических делительных головок; к механизмам подачи на глу-
бину резания многих шлифовальных станков для окончательной обработки и неко-
торых отделочных станков. Менее строгим, однако все же довольно высоким
требованиям должны удовлетворять устройства для подачи на глубину резания у шли-
фовальных станков для предварительной обработки. Напротив, от механизма подачи
супорта продольно-строгального станка, стола поперечно-строгального или долбеж-
ного станка нет оснований требовать такой же высокой точности осуществляемых ими
перемещений, как, например, от делительных (индексирующих) устройств зуборезных
станков или мноюшпиндельных токарных автоматов.
При проектирован! и устройств для периодических перемещений следует иметь
в виду, что независимо от выбранной конструкции устройство, выполняющее пере-
мещение соответствующей части станка, само по себе не гарантирует ни высокой
точности периодических перемещений, ни постоянства их величины. Это обусло-
влено, с одной стороны, неизбежными погрешностями изготовления и сборки меха-
низма, гач львыми и вызванными износом зазорами в сопряжениях ею деталей,
а с другой — действием сил инерции, которые влияют на точность перемещений
тем сильнее, чем больше перемещаемые массы и их ускорения.
Отсюда следует, что если к точности перемещений предъявляются наиболее высо-
кие требоьания, то в конструкции станка необходимо предусмотреть особые фи к-
Периодические движения в станках
539
сирующие механизмы, которые обеспечивали бы точность положения периоди-
чески перемещаемой части станка в конце каждого движения, запирая ее в этом
положении при помощи автоматически действующего фиксатора или фиксаторов.
Их функцией является также сохранение неизменности положения периодически
поворачиваемой части станка, когда механизм периодического перемещения не само-
тормозящийся.
Если в постоянстве величины отдельных периодических перемещений нет надоб-
ности, а требуется лишь точность конечного положения соответствующей части
станка (механизмы подачи на глубину резания многих шлифовальных станков и др.),
то фиксаторы не нужны: достаточно
предусмотреть лишь ограничитель хода,
прекращающий перемещение этой части
станка в тот момент, когда она займет
требуемое конечное положение (см. гл.
XIV, § 79, Б).
Из многочисленных механизмов, с
помощью которых возможно осуществ-
лять периодические движения, в со-
временных станках используются глав-
ным образом следующие: 1) кулачко-
вые механизмы различных типов; 2) ме-
ханизмы с обгонными муфтами; 3) хра-
повые механизмы; 4) мальтийские
механизмы.
В единичных моделях станков
встречаются и другие механизмы (см.
стр. 569 и 575).
В зависимости от характера тре-
буемого движения (оно может быть
прямолинейным, вращательным или
качательным) и величины периодических
перемещений названные механизмы ком-
бинируются между собой или с различ-
ными передачами — зубчатыми, червяч-
Фиг. 522.
ными, винтовыми, планетарными и т. д.,
которые должным образом преобразуют исходное движение. Если величина перио-
дических перемещений должна допускать регулирование, как это требуется от
большинства механизмов этого рода, npHMtняемых в станках, то в цепи этих
перемещений нужно предусмотреть соответствующее рейдирующее устройство.
Возможность использования кулачковых механизмов для осуществления перио-
дических движений вытекает из сказанного в § 59; для этого можно, например,
придать кривой кулачка форму, схематически показанную на фиг 522, а для диско-
вого кулачка и на фиг. 522, б (развертка) для барабанного или колокольного
Участкам кривой, концентричным с осью кулачкового вала, на пергой схеме, и лежа-
щим в плоскостях, перпендикулярных к этой оси, на второй, отвечают паузы в дви-
жении детали станка или узла, который получае! периодические перемещения.
В качестве примера кулачков такого назначения можно привести одно-, двух-
и трехпроходные плоские кулачки зубодолбежных станков (для врезания на глу-
бину), известные из „Общего курса станков". При большой общей длине переме-
щения использование кулачков затрудняе!ся причинами, указанными на стр. 513).
Обгонную муфгу удобно использовать в таких цепях периодических перемеще-
ний, где движение первого ведущего звена цепи возвратно-поступательное: при
движении его в одну сторону обгонная муфта создаст жесткую кинематическую
связь между соответствующими элементами цепи, при движении этого звена
в обратном направлении муфта разрывает связь. Пример применения муф|Ы обгона
в механизме подач гидрофицированного поиеречно-cipoiального С1анка приведен
540
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
Фиг. Е23.
Храповые механизмы
541
на фиг. 523, а и б. Как видно из кинемашческий схемы (фиг. 523, а), импульс
сообщается здесь поршнем-рейкой гидравлического цилиндра подачи сцепленному
с рейкой зубчатому колесу z ~= 28 с роликовой обгонной муфтой во втулке. Через
конический трензель, реверсирующий подачи, движение
горизонтальных подач—через цилиндрическую зубча-
тую передачу 30 : 26, либо винту вертикальных но.ич -
через такую же передачу 30:46 и червячную 1 :28.
Конструкция этого механизма подач показана на
фиг. 523, б. При возвращении поршня в исходное
положение зубчатое колесо z = 28 поворачивается в
обратную сторону, но муфта обгона и все дальнейшие,
передачи остаются неподвижными. Наличие винтовых
передач способствует получению точности перемещений,
которая требуется от механизмов подач строгальных
станков.
В изображенном на фиг. 524 механизме для перио-
дических поворотов шпиндельного блока чегырех-
шпиндельного автомата использованы одновременно
кулачки и обгонная муфта. На распределительном валу
10 автомата, вращающемся с постоянной скорое 1ыо,
заклинены рядом два кулака 9 и //, с которыми нахо-
дятся в постоянном соприкасании ролики 6 и 8 зуб-
чатого сектора 5. Кривые этих кулачков профилиро-
ваны таким образом, что сектор 5 периодически совер-
шает качательное движение на оси 7. Это движение
ередается далее либо винту
Фиг. .’>24.
через зубчатые колеса 4 и 11 передается венку 2
шпиндельного блока 1. В общей втулке колес > и I помещена муфта обгона,
благодаря чему повороты блока 1 могут происходить тотько в направлении,
показанном стрелкой.
§ 65. ХРАПОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ
Храповые передачи, состоящие из одной или нескольких собачек, которым сооб-
щается качательное движение, и храпового колеса, позволяют быстро производить
периодические перемещения и, следовательно, особенно уместны в тех случаях,
когда время, в течение которого перемещение должно быть завершено, ограни-
чено. Поэтому храповые передачи используются особенно часто в механизмах подач
станков с возвратно-поступательным движением стола или инструмента, в которых
периодическая подача производится во время перебега или быстрого обратного
холостого хода (строгальные, долбежные, шлифовальные, зубоотделочные станки).
Менее часто применяются эти передачи в станках других типов.
В большинстве случаев храповые механизмы используются для прямолинейного
перемещения соответствующей части с ганка: собачка периодически поворачивает
на определенный угол храповик с наружными или внутренними зубьями, кинема-
тически связанный с ходовым винтом, который и осуществляет требуемое прямо-
линейное перемещение стола, супорта и т. и. С помощью храповой передачи в стан-
ках производятся также и круговые периодические перемещения.
Поворот храповика за одно двойное качание собачки достигает иногда 90—100°,
однако в большинстве случаев наибольший угол поворота храповика значительно
меньше (< 45°).
Величина периодического перемещения, производимого с помощью храпового
механизма, должна, как правило, допускать регулирование. Эго может быть досги-
гную двумя способами: а) изменением угла качания (размаха) рычага, несущего
собачку, или б) при неизменном угле качания этого рычага — перекрытием зубьев
храповика на части дуги, описываемой собачкой, или автоматическим подъемом
собачки на части этой дуги, благодаря чему собачка будет поворачивать храповик
всякий раз лишь на часть угла, описываемого ее рычагом.
542 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
Механические варианты первого решения схематически показаны нафиг. 525, а—-в;
на всех трех схемах буквой О обозначены оси качания рычагов, сплошными стрел-
ками — направления рабочих движений, штриховыми — холостых. Размах рычага,
несущего собачку' и свободно качающегося на валике храповика, регулируется пере-
становкой ползушек В в пазу кривошипного диска на фиг. 525, а или в прорезях
например', так, как схематически показано иа
Фиг. 526.
кулисных рычагов при схемах по фиг. 525, б и в. В конструктивном выполнении
детали, образующие эти механизмы, могут иметь самые разнообразные формы.
В гидрофицированных станках размах собачки удобно регулируется изменением
длины хода поршенька, сообщающего импульс собачке. Это может быть сделано,
фиг. 526 (механизм подачи плоско-
шлифовального станка модели 371).
Масло, под давлением подаваемое
шестеренным насосом 2, поступая
в нижнюю полость цилиндра 8,
поднимает поршень 7 вместе со
штоком, на котором нарезаны рееч-
ные зубья. При этом поворачивается
в направлении, указанном стрелкой,
сектор 6, несущий собачку 4, кото-
рая в свою очередь поворачивает
храповик -3. Угол размаха собачки
регулируется винтом 5, ограничиваю-
щим угол поворота сектора 6. После
того как сектор упрется в пятку
этого винта и остановится, прекра-
тится подъем поршенька 7, причем
масло, подаваемое насосом, будет
перекачиваться обратно в резервуар
через перепускной клапан 1.
Возможно также сделать ход
поршенька постоянным и регулиро-
вагь рабо и" ход собачки при помощи, например, винта (аналогичного винту 5
предыдущей схемы), встречающего собачку в соответствующей точке ее пути и здесь
отжимающего ее от храповика.
Принцип конструкции устройств, позволяющих регулировать угол поворота
храповика при неизменном размахе собачки, поясняется фиг. 527. Угол а качания
рычага с собачкой остается постоянным; он соответствует тому наибольшему углу,
на который собачка должна поворачивать храповик за двойное качание. Для умень-
шения этого угла можно щитком / перекрыть большее или меньшее число зубьев
Храповые механизмы
____543
храповика внутри угла а, оставив открытыми лишь 1, 2, 3,... зуба. Щиток удер-
живается в желаемом положении пружинным штифтом (фиксатором) рукоятки 3,
котовый вставляется в соответствующее отверстие неподвижного сектора 2.
Некоторый недостаток второго способа регулирования (при неизменном размахе
собачки) состоит в том, что собачка попадает на зуб храповика, имея скорость,
отличную от нуля, следовательно, зацепление происходит с жестким ударом, и эле-
менты храповой передачи усиленно изнашиваются. С другой стороны, механические
системы для регулирования угла поворота храповика имеют, как правило, ряд
сочленений, в которых с течением времени возникают избыточные зазоры (мертвый
ход), что неблагоприятно отражается на точности работы механизма. Поэтому
отдают предпочтение регулированию периодических поворотов храповика при не-
изменном размахе собачки.
Если во время холостого хода собачки механизм периодических переметцент й
находится под нагрузкой, храповик стремится „сдать* — повернуться в обратную
< торону. При наличии в кинематической цени механизма самотормозящейся пере-
дачи (ходовой винт и гайка, червячная передача) возможно возвратное вращение
храповика за счет мертвых ходов. Это явление особенно заметно тотчас же после
пуска станка, когда мертвый ход в сопряжениях еще пе выбран, если величина
перемещений мала, составляя, например, сотые доли миллиметра (подачи на стружку
в шлифовальных станках). Если недопустимы даже малые обратные повороты хра-
повика, необходимо предусмотреть конструктовные элементы, препятствующие
им. Это может быть сделано различными способами, проще всего при помощи сто-
порной собачки, которая свободно сидит на неподвижной оси и находится под
действием груза или пружины, прижимающей собачку к храповику, как показано
схематически на ^иг. 528. Однако и при этом почти невозможно избежать обратных
поворотов храповика, хотя и очень небольших. Лучший эффект в этом отношении
дает установка фрикциона (тормоза), не допускающего вращения храповика в обрат-
ную сторону.
Храповые передачи, применяемые в станках работают чаще всего таким образом,
что периодическое перемещение соответствующей части станка производится один
раз за каждый двойной ход стола, ползуна и т. п. Если эти перемещения должны
происходить в конце каждого хода, т. е. дважды за каждый двойной ход (подача
на глубину резания в шлифоватьных станках, подачи в кромкострогальных станках
и др.), то м< жно поставить на конце соответствующего валика две поочередно
работающие храповые передачи с противоположным направлением зубьев храпови-
ков или применить, например, одну из конструкций, схематически изображенных
на фиг. 529 и 530.
Для реверсирования периодических поворотов храповика (что бывает необхо-
димо, например, в механизмах подач строгальных и долбежных станков) зубья его
должны иметь симметричный профиль, а собачка сделана оборотной. Наиболее
обычные конструкции таких собачек показаны на фиг. 531 и 532. Боковые лыски
на валике первой собачки не допускают ее самовыключения и обеспечивают запа-
а<нше ее во впадину между зубьями храповика, а верхняя лыска позволяет выклю-
544 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
чигь собачку. При конструкции по фиг. 532 для реверсирования храповика сле-
дует вытянуть собачку, повернуть на 180° и отпустить; штифт а фиксирует со-
бачку в установленном положении, а при надобности позволяет выключить ее,
для чего достаточно оттянуть накатанную головку собачки настолько, чтобы
штифт а вышел из своего гнезда, и повернуть ее (примерно на !/4 оборота).
Аналогично реверсируется вращение храповиков с внутренними зубьями, ко-
торые применяются в некоторых моделях станков.
С помощью храповой передачи можно осуществлять чрезвычайно малые перио-
дические перемещения, измеряемые микронами; в шлифовальных станках, например,
наименьшая подача на глубину резания составляет обычно 2—2,5 мк. Такие малые
подачи требуют включения в кинематическую цепь сильно понижающей передачи,
так как иначе при обычных размерах храповика и ходового винта получить пере-
мещения меньше 5 мк практически невозможно: наибольшее число зубьев хра-
повика в механизмах станков z = 400 (пример — круглошлифовальный станок
Фиг. 532.
Фиг. 533.
модели 315), наименьший шаг ходового винта 2 мм\ следовательно, наименьшее
. 2
перемещение при отсутствии понижающих передач не может быть меньше =
= 0,005 мм.
Число зубьев храповика определяется из кинематического ра'чета цепи; в боль-
шинстве случаев оно лежит в пределах z = 12 н- 250. Шаг зубьев выбирается
с таким расчетом, чтобы диаметр храповика был не слишком велик для узла,
в который он входит. Необходимые прочность и износостойкость зубьев получаются
при мелком зубе за счет увеличения его длины. Для того чтобы избежать слишком
мелких зубьев, можно иногда применить несколько собачек в зацеплении с одним
храповиком. Если длины этих собачек выбрать такими, чтобы они располагались
относительно зубчатого венца храповика так, как показано на фиг. 533 (для
четырех собачек 1,2, 3, 4), т. е. со сдвигом на , где t—шаг зубьев, a k —
число собачек, то они будут рабооть поочередно. Следовательно, при z зубьев
у храповика его можно поворачивать на часть оборота, т. е. передача рабо-
тает так, как если бы храповик имел k-z зубьев.
При расположении всех собачек на общей оси толщина храповика должна быть
в k раз больше, чем при одной собачке, что является недостатком этого конструк-
тивного реп ения.
Формы зубьев показаны на фиг. 534: а и б — для нереверсируемых, виг —
для рев рсируемых храповиков. Рабочую грань зуба нереверсируемых храповых
колес целесообразно делать радиальной или с небольшим поднутрением, чтобы
Д1вление собачек на зуб было направлено тангенциально.
В качестве материала для изготовления элементов храповой передачи применяют
чаше всего стали типа 45 или 40Х с закалкой храповика до Рс = 45 -ь-50, со-
бачки до Ас = 52-ч- 56, реже — цементуемые хромистые стали типа 20Х,
которые в закаленном состоянии менее пригодны для работы с толчками, особенно
чувств:.тельными при регулировании перемещений перекрытием части зубьев хра-
повика.
Храповые механизмы
545
Фиг. 535—541 иллюстрируют возможности использования в станках храповых
передач для сообщения движениям периодического характера.
В механизме подач двухстоечного
продольно-строгального станка модели
712-В применен храповик с торцевыми
зубьями. Коробка подач этого меха-
низма изображена на фиг. 535. Зубча-
тое колесо 7, заклиненное на конце
валика 12, который проходит через
длинную втулку корпуса 2 коробки,
получает от рейки возвратно-вращатель-
ное движение в начале каждого рабо-
чего и холостого хода стола. На
другом конце валика 12 заклинен сек-
тор 7 с торцевыми зубьями, которые
сцеплены с такими же зубьями сектора 9, посаженного вхолостую на втулке
сектора 7. Сцепление зубьев обеспечивается пружинами 8.
Фиг 535.
Внутри коробки на втулке корпуса 2 свободно сидят рычаг 5, несущий собачку
6’, и два одинаковых цилиндрических зубчатых колеса (z — 80) 3 и 4, из которых
35 Ачсркан 1386
последнее имеет на торце обода храповые
зсбья. Колеса 4 и 3 связаны паразитными
колесами 10 и 11, вследствие чето вращаются
в противоположных направлениях для ревер-
сирования горизонтальных и вертикальных по-
дач супорта. Периодическое вращение котесу-
храповнку 4, а вместе с ним и колесу 3,
сообщается валиком 12 через сектор 7 и рычаг 5
с собачкой. Число храповых зубьев, захваты-
ваемых собачкой 6 при каждом повороте
валика 12, регулируется установкой угла между
секторами 7 и 9, для чего достаточно оттянуть
последний за головку 8а настолько, чтобы
торцевые зубья секторов вышли из спеплет ия.
Храповой механизм для вертикальной по-
дачи стола зубоотделочного станка модели
571Б изображен на фиг. 536. Лиек 6 кине-
матически связан с ходовым винтом горизон-
тального перемещения стола конической губча-
той, червячной и цилиндричтской зубчатой
передачами с таким общим передаточным отно-
шением, что даже при наибольшей длине хода
стола этот диск делаег меньше полного оборота.
546 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
Эти передачи — постоянные, и потому диск 6 реверсируется одновременно со
столом станка. Два кулачка 5 и 8 укрепляются на диске 6 таким образом, что
в момент реверсирования стола один из них, нажимая на ролик 2 рычага 3, ко-
торый свободно сидит на оси 1, поднимает этот рычаг и вместе с ним тягу 7.
При этом тяга поднимает кверху рычаг 9, несущий собачку 11, постоянно прижи-
маемую к храповику 12 и поворачивающую его на 1, 2, 3 или 4 зуба. Число
зубьев, на которое поворачивается храповик, зависит от установки винта 10, ко-
торый своей пяткой нажимает на хвост собачки 11 и выводит ее из зацепления
с храповиком 12 после того, как собачка повернет его на желаемое число зубьев.
Для автоматически!о выключения вертикальной подачи стола после снятия всего
припуска и перед началом калибрующих ходов стола служит щиток 14, устана-
вливаемый с этой целью на том делении лимба 13 храповика, которое отвечает
окончанию рабочей подачи. Число делений лимба 13 равно числу зубьев храпо-
вика, что упрощает расчет установки щитка 14.
„ ' 18
От храповика 12 через коническую передачу получает периодическое вра-
щение винт вертикальной подачи стола. Шаг его равен 6 мм-, таким образом п( и
1 18
повороте храповика на один зуб вертикальная подача составляет 6 = 0,02мм.
Так как диск 6 реверсируется в конце каждого хода стола, кулачки 5 и 8
работают поочередно, и вертикальная подача стола происходит в конце каждого хода.
Как видно из фиг. 536, конструкция в целом очень проста и гарантирует
точное функционирование механизма.
Устройство механизма для периодической подачи на глубину резания, приме-
ненное во внутрпшлифовальном станке модели 3250, изображено на фиг 537.
На ходовом винте 19, который проходит сквозь втулку 18 и центральное зубча-
Храповые механизмы 547
тое колесо 1 (z = 22), закрепленные в центре корпуса 2, заклинено зубчатое ко-
лесо 11 (г =24). На оси 12, закрепленной в маховичке 10, свободно сидит са-
теллитный блок 13 (г = 20 и 24), постоянно сцепленный с колесом 11 ходового
винта и неподвижным центральным колесом /. Таким образом, при вращении ма-
ховичка 10 вращение сообщается винту через передачу 1—13—11 с передаточным
22 20 I
отношением i~ 1 —. Шаг ходового винта 19 равен 3 мм; следова-
22 24 6
телыю, одному обороту маховичка 10 и лимба 16, с которым он связан во время
работы, отвечает перемещение бабки на 3--^- — 0,5 мм.
С маховичком 10 скреплен винтами храповик 17, периодически поворачивае-
мый собачкой 23. При ходе стола станка влево ролик 26 рычажка 27, несущего
собачку 23, встречает упор, укрепленный в соответствующем месте стола, нака-
тывается на него, и рычажок 27 поворачивается кверху; собачка 23, двигаясь
вместе с ним, встречает скос колодки 24, скользя по нему, входит своим зубом
в зацепление с храповиком 17 и поворачивает его вместе с маховичком 10 и
лимбом 16. Храповик имеет 250 зубьев; следовательно, повороту его на один зуб
0 5
соответствует поперечная подача шлифовальной бабки на = 0,002 мм. Число
зубьев храповика, захватываемых собачкой при каждом качании рычажка 27, ре-
гулируется винтом 25, посредством которого производится установка колодки 24;
чем больше зазор между скосом этой колодки и собачкой 23, гем позднее зуб
последней войдет в зацепление с храповиком. Полному обороту винта 25 отвечает
изменение числа зубьев храповика, захватываемых собачкой 23, на единицу, т. е.
изменение величины подачи на 0,002 мм.
Автоматическая подача шлифовал!,ной бабки происходит до тех пор. пока ку-
лачок 15, закрепленный на лимбе 16, не дойдет до штифта 22, выступающего из
собачки 23, и не выведет ее таким образом из зацепления с храповиком 17. Уста-
новка лимба 16 производится с помощью головки 9, нагруженной пружиной <9:
оттянув ее на себя и расцепив этим торцевые зубья головки и муфточки 7, пово-
рачивают посредством шестерни 6 (z-- 18) зубчатое колесо 11 (г =184), скре-
пленное с лимбом 16. Дозированная подача производится рычажком 20; при на-
жатии его собачка 21 поворачивает храповик 17 па два зуба, г. е. шлифовальная
бабка перемещается на 0,004 мм.
Кольцо 4, прижимаемое пружинами 3 к вышабрепной плоскости корпуса ме-
ханизма, предохраняет храповик, лимб и маховичок от случайных поворотов.
На фиг. 538 изображен нормальный механизм вертикальной подачи шлифо-
вального круга, применяемый в некоторых моделях плоскошлифовальных станков
отечественной конструкции. Подъем и опускание шлифовальной бабки на большие
расстояния производятся вручную маховичком 11 через валик 12 и далее через червяч-
ную передачу и вертикальный винт подач. Для точной ручной подачи служит рыча-
жок 3. При каждом толчке его вниз связанная с ним собачка 4 поворачивает малый
храповик 10, заклиненный на валике 12. Лимб 9 при этом должен быть скреплен
с корпусом механизма подачи. Каждому толчку рычажка отвечает подача на 0,01 мм.
Точная автоматическая подача производится следующим образом. Упор 16, за-
крепленный в боковом пазу стола, наезжая скосом на ролик 15 рычага 17, по-
ворачивает его и рычаги 18 и 7. Рычаг 7, качающийся на втулке 6, через собачку <9
поворачивает большой храповик 14, который стянут болтом 13 (посредством пово-
рота грибка 2) с храповиком 10, заклиненным, как упоминалось, на валике 12. Ве-
личина подачи регулируется в пределах от 0,01 до 0,10 мм за один ход стола
изменением угла качания рычага 7 посредством установки винта 22.
Рукоятка 5 служит для выключения автоматической подачи; при повороте ее в
положение „выключено" эксценiриковая ось 21 поднимает тягу 20 с закрепленным
на ней сектором 19, который выводит собачку 8 из зацепления с храповиком 14.
Длч включения автоматической подачи кнопка жесткого упора / должна быть
выдвинута в крайнее левое положение, рукоятка 5 установлена в положение
548 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
„включено*, лимб 9 установлен по указателю соответственно величине припуска,
а грибок 2 завернут до отказа.
Храповые передачи удобно использовать в делительных устройствах станков
для обработки шлицевых валиков, в зубообрабатывающих станках, работающих по
способу деления, так как угол периодическою поворота шпинделя здесь сравни-
тельно мал, особенно в зубофрезерных и зубошлифовальных станках.
Фиг. 538.
В делительном устройстве шлицешлифовального станка модели 345 угол раз-
маха собачки остается постоянным (100°), и угол поворота храповика, связанного
со шпинделем изделия, регулируется перекрытием соответствующего числа его
зубьев. Схема этого устройства представлена на фиг. 539, конструкция — на
фиг. 540. Устройство работает следующим образом.
Перед началом рабочего хода стола (вправо) масло под давлением попадает
в правую полость цилиндра 10 (фиг. 539) и подает влево поршень 11 с рееч-
ными зубьями, сцепленными с зубьями сектора 9, несущего собачку 7. Сектор
начинает поворачиваться по часовой стрелке, причем собачка 7 скользит своим
концом по периферии щитка 8. Кривая сектора 9, воздействуя на ролик 3, выво-
дит плунжер-фиксатор 4 из впадины делительного диска /, скрепленною с хрт-
повиком 6, и таким образом освобождает последний. Собачка 7 сходит со щткаЗ,
Храповые механизмы
549
Фиг. 539.
Фиг. 540.
550 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
сцепляется с храповиком 6 и поворачивает его на требуемый угол, а вместе
с ним — делительный диск, шпиндель изделия и шлифуемый валик. Несколько
ранее конца поворота кривая сектора 9 освобождает плунжер-фиксатор 4, который
под давлением масла в цилиндре 5 западает в очередную впадину делительного
диска.
Механизм возвращается в исходное положение переключением масла в правую
полость цилиндра 10-. поршень-рейка Н перемещается вправо, и сектор 9 с собач-
кой 7 поворачивается против часовой стрелки. Ролик 3 при обратном повороте
сектора 9 отклоняется в сторону, чтобы не мешать его свободному движению.
Кулачок 2, укрепленный на делительном диске 1,
воздействуя на микроконечники, дает импульс
механизму поперечной подачи шлифовального круга
после каждого прохода всех шлицев, т. е. после
каждого полного оборота шпинделя изделия, а
вместе с ним и делительного диска.
Конструкция основных деталей устройства пока-
зана на фиг. 540.
Храповые передачи часто применяются также в
счетных механизмах станков — в устройствах для
автоматического включения станка после того, как
определенная часть станка сделает заранее установ-
ленное число двойных ходов или полных оборотов,
соответствующее числу проходов, необходимых
для окончания обработки летали на этом станке.
Ф1п. 541.
Принцип использования храповой передачи в таких устройствах поясняется фиг. 541,
на которой схематически изображен счетный механизм гидрофицированной холод-
ной дисковой пилы. Каретка станка, несущая пильный диск /, после каждого реза
быстро возвращается обратно. При этом упор 2 каретки нажимает на собачку 3,
которая поворачивает храповик 4 на один зуб, и затем возвращается в исходное
положение пружиной 7. После поворота храповика на число зубьев, соответ-
ствующее числу кусков, на которое должна быть разрезана заготовка, рычаг 5,
скрепленный с храповиком, нажимает на кнопку 6 „Стоп" пускового устройства
и таким образом выключает станок, причем каретка пилы останавливается в отве-
денном положении.
§ 66. МАЛЬТИЙСКИЕ МЕХАНИЗМЫ
Мальтийский механизм, состоящий из кривошипа и креста (звезды), как пока-
зано схематически на фиг. 542, не позволяет, в отличие от храповой передачи,
изменять угол поворота. Поэтому в станках мальтийские механизмы применяются
преимущественно в делительных устройствах с постоянным углом периодиче-
ского поворота и особенно широко для периодических поворотов (для индексиро-
вания) шпиндельных блоков многошпиндельных токарных автоматов и полуавто-
матов, револьверных головок автоматизированных станков, многопозиционных сто-
лов. Значительно реже они используются в делительных устройствах зубообраба-
гывающих станков, например, в некоторых станках для нарезания конических зуб-
чатых колес, в зубошлифовальных станках и в механизмах долбежных станков не-
которых моделей.
Если в кинематическую цепь между мальтийским механизмом и периодически
поворачиваемой частью ввести какую-либо передачу с изменяемым передаточным
отношением, например, гитару сменных зубчатых колес, то при неизменном угле
периодического поворота креста можно регулировать угол поворота этой части
(см. стр. 559).
Несмотря на то, что мальтийский механизм имеет некоторые существенные
органические недостатки, из которых главные — непостоянная скорость креста и
связанных с ним деталей, удары (второго рода) в начале и в конце поворота
(см. стр. 558) и необходимость очень точного изготовления и сборки механизма,
Мальтийские механизмы
551
он прочно сохраняет до сих пор свои позиции в названных выше устройствах.
Это должно быть объяснено недостаточным еще совершенством делительных
устройств с индив щуальным электроприводом, а также крупными недостатками дру-
гих механизмов, динамически более совершенных, чем мальтийская передача;
в частности, звездчатые механизмы представляют еще большие технологические
трудности, чем мальтийские. Практическое значение
имеет для станков и то обстоятельство, что с по-
мощью мальтийского механизма можно произвести
поворот даже на большой угол в очень короткое
время; так, например, в новых моделях одношпин-
дельных автоматов с гидравлическим управлением
и гидравлической подачей револьверной головки на
поворот последней затрачивается в одной модели
около 1,1 сек., в другой —1,5 сек.
Возможности использования мальтийских механиз-
мов в станках, границы целесообразного применения
их и причины, вследствие которых они комбини-
руются иногда со звездчатыми механизмами, с пере-
дачами эллиптическими зубчатыми колесами и т. и.,
выявляются из анализа работы мальтийской перед:
используются за единичными исключениями „правит
с одинаковыми углами между смежными пазами креста, как на фиг. 542) маль-
тийские механизмы внешнего зацепления с радиальным направлением пазов; поэтому
в дальнейшем рассматриваются мальтийские механизмы лишь этого типа.
Фиг. 542.
ши. В современных станках
|ьные“ (.нормальные*. т. е.
А. Основные кинематические зависимости
Пусть кривошип передачи, который конструктивно оформляется либо в виде
рычага с цевкой (роликом или, реже, пальцем) на конце, либо в виде цевочного
диска, вращается с постоянной угловой скоростью ш = сек. \ где п — число
оборотов в минуту вала, несущего кривошип. Поворот мальтийского креста на
угол 2а между смежными пазами (фиг. 542) происходит за время поворота кри-
вошипа на угол 2 р. В течение всей остальной части оборота кривошипа на угол
2 (т — р) крест остается в покое.
Если обозначить Т—время полного оборота кривошипа, Zp — время поворота
(деления) мальтийского креста и in — время пребывания креста в покое, то при
ш = const
(G6. 1)
Для того чтобы поворот креста происходил без жестких ударов (ударов пер-
вого рода) в начале и в конце поворота, скорость а>к креста должна быть равна
нулю в момент входа цевки в паз креста и в момент выхода, т. е. вектор скорости
цевки должен быть направлен вдоль паза креста при этих положениях механизма.
Следовательно, должно быть а -ф р — , т. е. р = — а. Так как в правильном
мальтийском механизме а=~, где z— число пазов креста, то
(66 2)
следовательно,
( 3 _ 2 — 2 I I t„
Т я - z ’ Г
(66. 3)
552
Механизмы для осуществления периодических
(прерывистых) ^пиусений
Отсюда отношение времени td поворота креста
иногда коэфициентом времени работы
^=-г= L? -1 4
*Л * I -
к времени tn покоя, называемое
мальтийского механизма, равно
1
z + 2 ’
<66. 4)
Следовательно, это отношение зависит только от числа z пазов креста, и оно
тем мс ыпе, чем меньше z; для наиболее частых в станках значений z коэфициент kt
составляет:
z=. 3 4 5 6 8 12
kt = т = 0,200 0,333 0,429 0,500 0,000 0,714 (66.5)
Так как Т = сек., то формулы (66.3) могут быть написаны также в виде
, z — 2.r z — 2 36 z^-2 г зо
tp ~ ;—- Г ------------сек.; т„ =* —— 1 = - ----------- --- сек. (оо. Ь)
° 2z z п • п 2z г ж ' '
Для значении z = 3 до 12
Z = з 4 5 6 8 12
z —2 30 __ 10 Ь 18 20 22,2 25
z п п п п п п п
Z ф-2 30 _ 50 45 ^2 40 37.5 ;<5
Z п ~ п п п п п п
(66. 7)
Число пазов мальтийского креста определяется требуемым числом позиций
периодически поворачиваемой части станка и передаточным отношением кинемати-
ческой пени между этой частью и крестом, время покоя креста — наибольшей дли-
те.! вносило операции, при которой поворачиваемая часть станка должна оставаться
непоаинжной Таким образом, необходимое число оборотов в минуту равномерно
вращающегося кривошипа
п
Для т. то чтобы сократить потери производительности станка, обусловленные
период..честим . поворотами мальтийского креста (в эти периоды цикла резание
на станке не производится), нужно уменьшить время t0 .
'Гак как время /л зависит от технологического процесса обработки, то при
угловой скорости кривошипа <о = const это возможно лишь за счет уменьшения
коэфшшенш k:, т. е. уменьшения числа пазов креста и включения в кинематиче-
скую пень передачи, отвечающей требуемому числу позиций периодически повора-
чиваемой чащи Однако, как будет видно из дальнейшего, такое решение невы-
годно, а иногда и неприемлемо вследствие того, что с уменьшением числа пазов
возрастают при одинаковых прочих условиях инерционные моменты как на криво-
шипе, так и на мальтийском кресте; они получаются особенно большими при ма-
лых числах пазов (z =- 3 или 4; см. ниже).
Другой способ сокращения времени fa— увеличение скорости вала, несущего
кривошип, в периоды поворота креста; однако этому способу ставит границы
увеличение упомянутых инерционных моментов, возрастающих пропорционально
квадрату угловой скорости кривошипа (стр. 566).
Жесткая связь между временами fa и tn — один из недостатков мальтийского
механизма, заставляющий нередко усложнять кинематическую цепь делительного
устройства проектируемою станка. Более выюдные соотношения между fa и
можно получить, например, останавливая кривошип или замедляя его вращение на
то время, пока периодически поворачиваемая деталь должна оставаться в покое,
и авюма1ически включая кривошип незадолю до деления; при этом угловая ско-
Мальтийские механизмы
лсп кривошипа может быть выбрана настолько высокой, чтобы время fa было
достаточно малым. Тако? решение часто применяется в станках агрегатной кон-
струкции с приводом поворота многопозиционного стола от отдельного двигателя
тере/; мальтийский механизм.
11евыгодно также и то обстоятельст во, что угол, на который'должен повернуться
.. ,,г - ‘2'1
кривошип для поворота мальтийского креста, велик: при z - 3 угол 2(> ~---—
<= 60°, при z -= 8 угол 29 135° Между гем, например, в многошпиндельных
автоматах, где мальтийские механизмы примерно гея особенно часто, угол поворота
распределите/!! hoi о вала, который может бы п, использован для периодического
деления, часто очень мал; следовательно, в полипных случаях кренить кривошип
н< посредственно на распределительном валу
нельзя. Введение повышающей зубчатой
передачи между распределительным валом
i: аалом кривошипа, чтобы последний пово-
рачивался на требуемый усол
н,> малый угол, также неколможио,
вала кривошип также должен д> ла
за время п-жорота
К 1 ’>.<1 Л
г (13111b oriHti v!('.-рОТ
распредели тельного
<‘opoi рз с । ре ле л и гельнсн и
Поэтому. если кинемати-
ческая связь между расноеделиicai/iijM валом и крив-шшчом должна сохраняться
неразрывной, задача может быи, разрешит тьлюченнсм в цепь между ними пере-
жми. которая удовлетворяла бы двум \ глориям. .0 ла каждый полный оборот р.;с-
дг.еделнтельно!о вала кривошип также дечае. один оборот; б) за время поворота
у аенределительного вала на некоторый утол 3, оставляемый наделение, кривошип
должен повернуться на 29. Следовательно, для этой цеди могут быть использованы
* принципе любые передачи со средним вереда точным отношением, равным еди-
нице, ведомый элемент ко'орых вращается с переменной скоростью при постоянной
угловой скорости ведущего элемента. Возможные варианты, встречающиеся в стан-
ках, изображены на фиг. 543 и 544.
На первой схеме (фиг. 543) периодический поворот мальтийского креста I
осуществляется от постоянно и равномерно вращающегося распределительного вала 3
через пару эллиптических зубчатых колес 4 и 5, на валу колеса 5 заклинен криво-
шип 2. Передаточное число колес 4 — 5 i -р ~ ’ где е — эксцен-
триситет начального
ной оси; величина i
эллипса, 7 — угол поворота колеса, отсчитываемый от поляр-
колеблется, очевидно, в пределах от гш|п = -1 -е- < 1 (при
1 -р е
— 0) ДО /щах
(при 7 = %). Скорость ведомого колеса 5, а следова-
тельно, и кривошипа 2 на одной половине ( борота возрастает, на другой убывает.
Повороту распределительного вала на 60° при взятых пропорциях механизма отве-
чает поворот кривошипа на угол 90°, необходимый дач периодического деления
мальтийского креста, причем этот поворот происходи! при наиболее высокой ско
1 ~Ь е - ।
з е
554 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
рости кривошипа; следовательно, время tp — минимально. Эта схема — с непрерыв-
ным вращением кривошипа — использована в одном из пятишпиндельных автоматов
для поворотов шпиндельного блока.
Для той же цели в четырехншиндельном токарном автомате применено устрой-
ство, представляющее комбинацию мальтийского и звездчатого механизмов (фиг. 544).
На равномерно вращающемся распределительном валу 6 заклинено неполное (век-
ториальное) зубчатое колесо 5, на котором укреплен рычаг 8 с двумя цевками 7
и 9; центральный угол между последними несколько меньше 180°. В зацеплении
с колесом 5 находится зубчатый венец звезды 4, на валу 3 которой заклинен
кривошип 2 мальтийского механизма.
На фиг. 544 изображено положение механизма, соответствующее началу пово-
рота мальтийского креста 1. В это время и до конца поворота креста кривошип
приводится от вала 6 через зубчатую передачу 3—4, следовательно, он вращается
с постоянной скоростью, и на характер работы мальтийской передачи во время
деления звездчатый механизм не влияет. После выхода цевки кривошипа из паза
креста передача вращения зубьями прекращается, цевка 9 входит в паз звезда 4,
быстро поворачивает ее, выходит из паза, звезда затормаживается (гладкой частью
периферии детали 5, соприкасающейся с вогнутой поверхностью выступа звезды)
и остается неподвижной до тех пор, пока цевка 7 не войдет в следующий паз
звезды. В течение всего этого времени остается неподвижным, следовательно, также
кривошип 2. Когда цевка войдет во второй паз звезды 4, она быстро повернется,
зубчатые венцы 5~4 снова войдут в зацепление, и кривошип 2 начнет подходить
к очередному пазу мальтийского креста. Таким образом, при этой конструкции
делительного устройства кривошип, в отличие от предыдущего механизма, некоторое
время остается неподвижным, несмотря на то, что распределительный вал вращается
непрерывно. Это позволяет получить необходимое время tn покоя периодически
поворачиваемой част станка без удлинения времени /а на поворот. За время
одного оборота распределительного вала звезда 4, а вместе с ней и кривошип 2
делают также один полный оборот, как это требуется для работы автомата. Пере-
даточное отношение деталей 5 и 4
Z.I
3
-g-, т. е. деление происходит за время
2
поворота распределительного вала на угол 90°--^- = 60°; при надобности этот
О
угол может быть еще уменьшен. Следовательно, кривошип вращается здесь с угло-
вой скоростью, в 1,5 раза большей скорости распределительного вала (см. также
фиг. 552).
Кроме двух описанных решений, принципиально возможны и другие решения,
например, комбинация мальтийского креста с кулисой, с антипараллелограмом, ко-
торый кинематически равноценен передаче эллиптическими зубчатыми колесами,
и т. д. Однако все эти решения не свободны ст недостатков: эллиптические зуб-
чатые колеса и элементы звездчатого механизма технологически сложны, при при-
менении аптипараллелограма конструкция получается громозди й, а кроме тио,
наличие в нем шарниров не. позволяет рассчитывать нч длительное сохранение точ-
ности работы механизма. Поэтому такие конструкции нашли применение лишь
в единичных моделях станков.
Так как время на поворот мальтийского креста ни при каких условиях не
может быть, очевидно, равным нулю, то из формул (66.3) или ^66. 4) следует,
ню всегда должно быть г >2, т. е. крест не может иметь меньше трех пазов.
Иногда может оказаться. необходимым или выгодным применение мальтийского
механизма с двумя или несколькими цевками, рабо!ающими поочередно с одним
и тем же крестом. Такие устройства позволяют, наш имер, уменьшить число обо-
ротов в минуту ведущего вала, следовательно, и инерционные моменты в меха-
низме; производить периодическое деление с различными по длительности перио-
дами покоя между поворотами; периодически поворачивать на углы, кратные 2а
(фиг. 542), следовательно, применять многопазовые мальтийские креоы без про-
межуточных шредач для поворотов шпиндельного блока или Mtioi ишшру .четной
Мальтийские механизмы
555
головки на большие углы. Ведущий элемент механизма имеет в подобных случаях
форму диска с несколькими соответственно расположенными цевками.
Схема трехцевочного мальтийского механизма приведена на фиг. 545. Пусть
в общем случае число цевок равно т. Так как каждая из них может входить
ь зацепление с крестом лишь после того, как вышла из зацепления с ним пре-
дыдущая цевка, то при обозначениях фиг. 545
должны выполняться условия
7; > 2[3 — тс — 2а
или, если подставить сюда а =
1С
Z
it(Z —2)
Z
Следовательно, всегда должно
условие
быть
m
> Т/==2тс>------
е. число цевок
ш
2z
(66. И)
(66. 9)
соблюдено
(66. 10)
Фиг. 545.
К
'. U’COnst
Для наиболее обычных в станках мальтийских механизмов получаются следую-
щие возможные значения числа т цевок:
z~ 3 4 5
—^- = 6 4 34
т = 1 — 5 1—3 1—3
6 8 12
9 9
3 2 — 2-
О <)
1 или 2 1 или 2 1 или 2
Относительное время -у- зависит, очевидно, только от угла 2(3, т. е. от числа z
пазов \pecia, но не от числа цевок. Следовательно, общее относительное время
на поворот креста за время одного оборота цевочного диска
V С с. 2 — 2
—J Т ~ т г " "l ~ ’
(66. 12;
а общее время, в течение которого крест остаемся неподвижным,
V Lm = 1 _ у
г
у- = 1 — т
1 - - J
г- С/
Если относительные величины — длительности периодов покоя креста заданы, то
углы у,, под которыми должны быть ра>мещ.ч1ы цевки на диске, легко итс.ипь
из соотношений
У у ' ,:у ! 2
2.3 ~ /’ ~ ” -iz
(66. 13)
556 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
При одинаковых периодах покоя,
2'Г.
цевок на диске, т, — const = г = — ,
о 1 m
холимое число цевок:
следовательно, равномерном расположении
и из последней формулы получается необ-
(66.14)
Так как m — целое число, то, вычислив tn из этой формулы, следует округлит»
полученное значение до ближайшего меньшего целого числа, вследствие чего огно
тение ~~~ несколько увеличится. Из последней формулы видно, что решения m .
tn , I
возможны лишь при условии ~
1 1
" 2 * т * ® -
Фиг. <46.
га? г — радиус кривошипа,
in
Т - z
(66. 15)
Пользуясь приведенными формулами, можно опре-
делить расположение цевок, которое необходимо
для того, чтобы повернуть крест сразу на два или
на три деления без (или почти без) пауз.
Для произвольного положения мальтийского
механизма, изображенного на фиг. 546, получается
г ___________ sin <р
е sin (<р ф) ’
е — межцентровое расстояние. Отсюда
tg<p
Угловая скорость мальтийского креста
d t , Л-sine
--- arctj? ------------
dt \ ' 1 — А..со
1 (cos у — X)
1 — 2 л - cos у -i—2
!б6. 16}
где да •— угловая скорость кривошипа или цевочного диска, постоянная во врем»
поворота креста.
Так как cos(—ф) == cos©, то для положений креста, симметричных ьтнос»5-
гельно среднего, угловые скорости одинаковы (сравн. фиг. 547).
Угловое ускорение креста
=
d«>K
dt
). (1 — V) si л <p
(1 — 2X • cos у 4- д2у
(66.17)
и так как sin f — ср) = --sin©, то для положений креста, симметричных относи-
тельно среднего, его угловые ускорения одинаковы по абсолютной величине, но
различны по знаку. Поэтому, если считать углы вправо и влево от среднего
положения креста положительными, как это практически удобнее, то можно на-
писать
. л (1 - A2) sin у ,
-д= —f- —-------------------Ц)“
— (1—2л. cosy-j-л-92
(66.IS)
причем ек > 0 для первой половины поворота креста, где его угловая скорость
возрастает, и еЛ < 0 для второй половины поворота (см. фиг. 547).
Для того чтобы в начале поворота креста, когда цевка ;>холит в зацепление
с ним (положение механизма, обозначенное штриховыми линиями на фаг 546),
не. было жесткого удара, угловая скорость ч>ккач креста в -пог момент должна
Мальтийские механизмы
557
быть равна нулю, т. е., как следует из формулы (66. 16), при = {3 должно быть
выполнено условие
cos р - X = 0, т. е. г =- е. cos Ji
(66. 19)
певка должна входить в паз в радиальном н’правлении, как показано на фиг. 546.
При этом не будет жесткого удара и в момент выхода цевки из паза креста, что
еще важнее, так как именно в этот момент вступает в действие фиксирующий ме-
ханизм; от длительного сохранения точности работы этого механизма зависит
точность деления, и поэтому жесткий удар в момент срабатывания фиксаторов
особенно нежелателен. Удар в начале поворота мальтийского креста хотя также
нежелателен, однако имеет практически меныпее значение.
Условие (66.19) можно написать
виде
, г л
1 = — = sina = sin •— .
е
Тогда формулы (66.16) и (66.18)
вид
я / я \
sin — I cos <f> — sin — )
ю =---------------------------— . a>
„ Л я
1 — 2 sin — cos © 4- sin’ —-
z z
* „ Я
sin — cos! — sin?
. z z г
a c = + -7--------------------------CT,<U •
— /. „ я , я \ 2
( 1 — 2 sin — cos cp 4- sin- — I
На фиг 547 изображены вычисленные по этим формулам кривые угловой ско-
рости «д и углового ускорения е,с трехпазового мальтийского креста при постоян-
ной угловой скорости кривошипа <u = 1 сек.'"1 (или численно равные этим вели-
чинам отношения —- и . Эти кривые можно получить также графически при
помощи построений, известных из курса .Теории механизмов".
Необходимо помнить, что формулы для узловой скорости шк и углового уско-
рения мальтийского креста относятся к теорегическому случаю, когда угловая
скорость кривошипа во время поворота креста строго постоянна, зависимость
между размер)ми сиг точно выдержана, средние линии пазов креста направлены
строго радиально, углы между соседними пазами точно равны, цевка или ролик
кривошипа пршнаны к пазу креста без зазора и т. д. В практике неизбежны, ра-
зумеется, отклонения от такого „идеального" случая, в результате чего кривые
и е.к, полученные экспериментально, будут более или менее значительно отличаться
от теоретических кривых, подобных представленным на фиг. 547.
Непостоянство углевой скорости мальтийского креста во время его поворота
и обусловленные этим инерционные влияния, вызывающие повышенный износ дета-
лей периодически поворачиваемого узла, являются одним из недостатков мальтий-
ского механизма. Отсюда стремление по возможности выправить кривую ш,
(фиг 547) путем различных видоизменений (модификаций) механизма.
Своей наибольшей величины угловая скорость креста в мальтийском механизме
нормальной конструкции достигает, когда еЛ ~ = 0 (и>х 0 при всех значе-
ниях <s). Из формулы (66. 22) видно, что это имеет место лишь при »— 0 —
в среднем положении поворота мальтийского креста, так как ни sin —, ни cos —
не могут быть равны нулю.
558 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
Из формул (66. 16) и (66.21) получается, таким образом,
X ( 1 X) X z ч. <U«max- l_2x + j>3 1_кш (66.23)
или также 1 к шах =- <“• (66. 24) 1 _ Sjn Z
Из последнего соотношения видно, что чем больше пазов имеет мальтийский
крест, тем меньше при одной и той же угловой скорости кривошипа его наиболь-
шая скорость. Для мальтийских механизмов, чаще всего встречающихся в станках,
значения составляют:
О)
при z = 3 4 5 6 8 12
-2- = 60° 45° 36° 30° 22°30' 15°
X = sin — 0,866 0,707 0,588 0,500 0,383 0,259
= _Х = g ш 1 — К 2,414 1,426 1 0,620 0,349
Угловые ускорения креста в моменты начала и конца его поворота находятся
из выражения (66. 22) при ср = (3 = -----------а = --------:
п я 71
sin----COS3---
< г z »
^кнач,кон — Zt ~7------------~01 >
(I — ~ Sin- —4-S111' —- )
т е.
иач, кон = ± 012• tg- ~ . (66. 25)
Так как всегда tg > О, то гк нач. кон /0 — поворот мальтийского креста при
любом числе его пазов сопровождается ударом второго рода (шк = 0, ек-#0);
этот удар при прочих одинаковых условиях тем сильнее, чем меньше число пазов,
как эго видно из формулы (66. 25). Отношение ~ н1~,' кон- составляет
при г=34 5 6 8 12
+ = tg Л. = 1,732 1 0,727 0,577 0,414 0,268
Сила, действующая на рабочую поверхность фиксатора в момент запирания им
поворачиваемой части станка, почти пропорциональна при прочих одинаковых
условиях величине е.к ко„; следовательно, в ишересах увеличения срока службы
фиксаторов выгодно применять мальтийские механизмы с большим числом пазов.
В середине поворота креста ср = 0, и из формулы (66. 18) или (66. 22) следует,
что в этом положении ек — 0 — угловое ускорение меняет знак (см. фиг. 547).
Положение механизма, при котором угловое ускорен .е креста достигает макси-
мума, легко найти из уравнения
Дд - JL [ । _ ' О ~sln »I _ п
Чч ~d<i (Г- 2X.C0S-P ,-лу ‘° ) - и’
Мальтийские механизмы
559
т. е. поскольку 0 < k < 1 и о> # О, из уравнения
(1 —2k- cos ср к2), cos ср — 4к• sin2 ср = 0.
Подставляя сюда sin2 ср = 1—cos2ср, получим
2к- cos2 ср 4~ (1 + ^2) cos ср — 4к - О,
откуда единственное реальное решение
I Т /~ ( 1 Т' к2 \ 2 (> 1 ~t“ к2 /сс
cos cpm = + у ) 4- 2----y_ (66. 26)
или иначе
cos срот = 4-Ул2 + 2 — A, (66.26a)
i i л 1-J-k2 n
где — значение угла ср, при котором | | = max, а А = . Для вычисле-
ния А удобно пользоваться таблицами величин синусов и косекансов, так как
. 1 Л2 1 /, , 1 \ 1 I . те , те \
А = —— = —г к + -у- = sin-----------------к cosec —- .
4л 4 \ к ) 4 \ z 1 2 /
Определив а,„, легко найти затем с помощью формул (66.18) или (66.22)
экстремальные значения углового ускорения креста.
Для 2 = 3 = 12 таким образом получено:
при z = 3 4 5 6 8 12
+ ?М = 4°4С>' 11°28' 17°34' 22°54' 31°39' 41°25'
+ -*-"^==31,444 5,408 2,300 1,350 0,700 0,344
ш-
Отсюда особенно ясно, насколько невыгодны в динамическом отношении маль-
тийские механизмы с малым числом пазов у креста: например, максимальное уско-
рит гргхпасового креста почти в 6 раз больше, чем четырехпазового, и в 23
р.ыа больше, чс:>1 шестипазового, при одинаковой гео всех случаях угловой скорости
цевочного диска или кривошипа. Практика показывает, что участок паза, где гк
г ! I 1
близко к максимуму (примерно на расстоянии ме аду дг 11 — длины паза, счи-
тая от периферии креста), срабатывается сильнее всего, так как инерционные
давления здесь наибольшие. Поэтому при проектировании мальтийского механизма
для периодического деления трех- или четырехпозиционного стола, головки и т. п.
hi редко будет более целесооб, азным применить пяти-, шести- или даже восьми-
вазо<-ый крест и ввести между ним и периодически поворачиваемой частью станка
передачу с соответствующим передаточным отношением.
Требование, чтобы поворот мальтийского креста не сопровождался жестким
ударом (шд. нач = ч>к кон = 0), определяет все соотношения между основными гео-
мдрическими размерами механизма (см. фиг. 546):
к =--- = sin-}- (66 20)
И
\ = cos у = У'П-12, (66. 27)
где г — радиус окружности, описываемой центром кривошипного пальца или ро-
лика; R расстояние этого центра от оси мальтийского креста в начале зацепле-
ния (р)диус мальтийского креста); е — межосевое (межцентровое) расстояние.
г 1 диВ41е-<ьно, произвольно можно выбрать только один из трех размеров г,
R и е.
560 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
Длина паза должна быть несколько больше величины
h = г4- R — е — е ^sin -"—h cos -----------1
(66. 28)
Для того чтобы кривошип или цевочный диск можно было закрепить на валу
нежду опорами по обе стороны мальтийского креста, диаметр d этого вала должен
удовлетворять условию (см. фиг. 546):
d<2/ = 2 (е — 7?) = 2е(1 — cos-^-) ,
При больших значениях z это отношение мало, и чтобы не увеличивать чрез-
мерно межосевое расстояние е, нередко оказывается неизбежным консольное кре-
пление ведущего э емента мальтийской передачи. Отказ от радиального направле-
ния пазов креста приводит не только к увеличению межосевого расстояния передачи,
но и к жесткому удару либо в начале, либо в конце поворота (сравн. фиг. 548,
а и б}; поэтому, как уже упоминалось, такие конструктивные решения в станках
крайне редки. Из вариантов по фиг. 548, б и в лучше второй, так как в первом
из них жесткий удар происходит в конце поворота креста, когда в действие вступает
фиксирующее устройство, от работы которого зависит точность деления.
Аналогично условию (66. 29) для d диаметр dK вала, на котором заклинен
крест, ограничивается условием
А- < 2 ( 1 — sin . (66. 29а)
Относительные геометрические размеры мальтийского механизма при z = от 3
до 12 приведены в нижеследующей табличке: г— 3 4 5 6 8 12
-|- = 60° 45° 36° 30° 22°30' 15°
X = — 7= sin — = 0,866 е z 0,707 0,588 0,500 0,383 0,259
1 е т. , , _ г- -V- = — = cosec — = 1,155 X Г 2 ’ 1,414 1,701 2 2,613 3,864
/? ТЕ X. — — = cos — = 0,500 1 в Z 0,707 0,809 0,866 0,924 0,966
Мальтийские механизмы
561
— = ctg — = 0,577 г ь z ’ 1,000 1,376 1,732 2,414 3,732
й — = sin е — 4-cos — — 1 = 0,366 z 1 z ’ 0,414 0,397 0,366 0,307 0,225
d 2 ( 1 - cos— \ = 1 0,58 0,38 0,26 0,15 0,07
е X 2 J
dK < ; 2 ( 1 — sin —) = 0,26 0,58 0,82 1 1,23 1,48
Как видно отсюда, надобность в консольном креплении мальтийского креста
из-за большой величины диаметра его вала может представиться сравнительно
редко, притом обычно лишь при числе пазов z => 3. В мальтийских механизмах
станков крест часто укреплен на детали, имеющей наружное направление с диамет-
ром, большим диаметра креста; понятно, что в таких случаях размер g (см. фиг. 546)
пе имеет значения.
Б. Конструктивное оформление
Конструкция проектируемого мальтийского механизма и его деталей зависит от
принятой схемы его, в которой должны быть учтены указанные выше особенности
кинематики мальтийской передачи, и от возможных по условиям места габаритов
всего устройства.
Как уже упоминалось, ведущий элемент может быть сконструирован в виде
рычага, цевочного диска (особенно в случаях применения многоцевочного мальтий-
ского механизма) или другой детали, например, зубчатого или червячного колеса,
несущего цевки. Последние имеют в большинстве случаев форму ролика (втулки),
надетого на палец непосредственно или, лучше, на иглах; иногда цевкой служит
шарикоподшипник подходящего диаметра, надетый на палец. Только при очень
малых нагрузках и низких скоростях цевки в пазу допустимо применять вместо
ролика палец.
В мальтийских механизмах станков применяются как одноопорные (консольные),
так и двухопорные ролики. Понятно, что предпочтения заслуживает вторая, более
жесткая конструкция; однако она требует, чтобы мальтийский крест имел сквозные
пазы (прорези), что далеко не всегда возможно; поэтому консольные ролики имеют
в станках большее распространение, чем двухопорпые. Ведомый элемент может
быть либо изготовлен как отдельная целая деталь в форме креста или диска, либо
собран из отдельных секторов или планок, прикрепленных винтами к периоди-
чески поворачиваемой части станка так, что промежутки между ними образуют
пазы мальтийского креста (см., например, фиг. 549 — 551).
Материалом для изготовления роликов служит шарикоподшипниковая хромистая
сталь типа ШХ15, закаленная до твердости /?с — 59-т-63, или, в крайнем случае,
сталь 20Х, цементованная и закаленная до /?с == 56 д-62. Рабочие детали мальтий-
ского креста целесообразнее всего изготовлять из стали 40Х, закаленной до
/pc — 45-4—50; иногда применяют для этих деталей хромистые стали типа 20Х,
цементованные и закаленные.
Примеры, иллюстрирующие конструкции мальтийских механизмов, применяемых
в станках, представлены на фиг. 549 - 552.
Па фиг. 549 изображено делительное устройство шестишпиндельных патронных
полуавтоматов модели 127А. Рривсшич 2 :аклнн н на распределительном валу 4;
мальтийский крест собран из иной стальных закаленных секторов /, привинчен-
ных к заднему торцу шпиндельного блока. Второй кривошип 3 закрепляется на
кривошипе 2 в тех слу аях, когда требуется п р'юдический поворот шпиндельного
блока не на 60, а на 120°. Кинетическая энергия блока в момент окончания по-
ворота поглощается тормозом (на фиг. 549 не виден).
36 А черкан 1386
562 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
Так же прост по конструкции механизм поворота шпиндельного блока токар-
ных четырехшпиндельных прутковых автоматов моделей 123 и 126, изображенный на
фиг. 550. На заднем конце распределительного вала заклинено зубчатое колесо.
Через паразит оно сообщает вращение колесу, заклиненному на ступице кривошипа
с роликом. Мальтийский крест образуется здесь четырьмя парами планок, прикреп-
ленных винтами к диску, который закреплен не на торце блока, как в предыду-
щей конструкции, а на общем валу со шпиндельным блоком. Благодаря этому
несколько смягчаются инерционные удары, частично амортизируемые участком
вала между этим диском и блоком. За один оборот распределительного вала
шпиндельный блок поворачивается на т/4 оборота.
Фиг. 550.
Как было выяснено выше (стр. 559), условия работы механизма мальтийского
креста тем благоприятнее, чем больше число пазов креста: с увеличением z умень-
шаются его ускорения как в начале и конце поворота, так и максимальные
(см. значения и ?ах- на стр, 558 и 559), следовательно, и соответ-
\ О)" О)* 1 } ’
ствующие инерционные моменты. Естественно поэтому стремление применять маль-
тийские механизмы с крестом, число пазов которого больше числа позиций перио-
дически поворачиваемой части станка. При этом в кинематическую цепь между этой
частью и мальтийским крестом должна быть включена передача с соответствующим
передаточным отношением. Пример такой конструкции приведен на фиг. 551,
которая изображает устройство для деления четырехпозиционного стола агрегатного
станка. Червяк 1 приводится во вращение от отдельного электродвигателя. С чер-
вяком сцеплено червячное колесо 2 с роликом 6, который периодически повора-
чивает восьмипазовый мальтийский крест, составленный из восьми секторов 3,
закрепленных на торце зубчатого колеса 4. Последнее постоянно сцеплено с зуб-
чатым колесом 5, заклиненным на валу стола. Так как — 2, то за каждый
поворот мальтийского креста стол поворачивается на 90°.
Как упоминалось, мальтийский механизм нередко комбинируется в станках
с другими механизмами с целью получения требуемых характеристик периодического
движения, более равномерной скорости его или улучшения эксплуатационных качеств
устройства. На фиг. 552 показано устройство для периодического деления четырех-
шпиндельного блока токарного автомата. Как видно из фигуры, здесь применена ком-
бинация мальтийского механизма со звездчатым по схеме фиг. 544, благодаря чему
Мальтийские механизмы
563
Фиг. 552.
564 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
на поворот блока затрачивается очень мало времени. Однако трудности изготовле-
ния деталей звездчатого механизма делают эту конструкцию технически и экономи-
чески ие оправданной.
Если включить в кинематическую цепь между мальтийским механизмом и перио-
дически поворачиваемой частью станка гитару сменных колес, то с помощью одного
и того же мальтийского механизма можно производить поворот этой части на раз-
личные углы. Такие условия могут встретиться, например, при проектировании
делительного устройства зубообрабатывающих станков и автоматических делитель-
ных головок.
Приведенные примеры иллюстрируют лишь некоторые возможности комбиниро-
вания мальтийского механизма с другими механизмами и передачами для осуще-
ствления периодических движений требуемого характера, далеко не исчерпывая
всех возможностей этого механизма в указанном отношении.
В. Расчет мальтийских механизмов
Расчет проектируемого мальтийского механизма сводится к определению мощ-
ности, необходимой для поворота креста, к проверке ролика, рабочей поверхности
паза креста и опор валов кривошипа и креста — на контактные напряжения и
Фиг. 553.
кривошипного пальца или оси ролика — на изгиб.
Точный расчет мальтийского механизма осложняется
переменностью к. п. д.; его величина зависит не только
от коэфициентов трения в пазу креста, в опорах валов
и на оси ролика, которые могут быть оценены лишь
приблизительно, но и от мгновенного положения меха-
низма (т. е. от угла ср). Достаточно точные для прак-
тических целей результаты дает расчет, при котором
к. п. д. механизма принимается постоянным.
На валу креста при каждом положении его во
время поворота (фиг. 553) действуют момент Мк с сил
сопротивления движению перемещаемых масс, связан-
ных с крестом, и момент Л)к ин сил инерции, обусло-
вленный непостоянством угловой скорости креста.
Первый момент можно считать постоянным. Таким
образом, суммарный момент на валу креста
— ЛД- с “Ь ин — М,с с 0. еЛ.,
(66. 30)
где 0 — момент инерции перемещаемых масс, приведенный к валу мальтийского
креста; ек — угловое ускорение последнего.
Следовательно, момент, который должен быть приложен на валу кривошипа
для поворота креста,
м = 7 = | (66.31)
где т] —-к. и. д. механизма. Этот момент можно представить себе как алгебраи-
ческую сумму моментов
Ме = Мк с • 1 (66.32)
и
0 . _L
W ’
- Мк ин
(66. 33)
из которых первый обусловлен моментом статических сил сопротивления повороту,
приведенным к налу креста, второй — моментом сил инерции. Нужно заметить,
что момент Л-’г обычно не превышает 5 — 7°/0 величины момента Мкин.
Выбрав значение тг], как указано ниже, можно вычислить по формулам (66.16)
и (66. 22, значения шк и еА. для угла ср поворота кривошипа от р = — у доО и,
Мальтийские механизмы 565
построив кривые Мк ин, Мс и Мин, получить полное представление о величинах
этих моментов при различных положениях механизма, если взять Д-р 3-ь 5°.
Так как принято Мк с = const, а, кроме того, также ш = const, то ординаты кри-
вых Мк ан и Мс пропорциональны соответственно ординатам кривых ек и «><
(см. фиг. 547). В выражение для момента Мин входит произведение ек- шк; сле-
довательно, он изменяется по более сложному закону, чем Мс, и имеет в отличие
от последнего различные знаки в первой и второй половине поворота На фиг. 554
изображена кривая Мин (ср) для мальтийскою механизма с шестипазовым крестом.
Мгновенная мощность на валу кривошипа
N= М в> кгмм 'сек, или N — кет. (66.34)
где г — число пазов креста.
Среднюю мощность на привод кривошипа следует, однако, рассчитывать для
первой половины поворота, когда нагрузка больше вследствие того, что повора-
чиваемые массы ускоряются (ек > 0). Для этой части поворота средний момент
р р лг =-~ J(мс + Л1„„)J ме • d<f + 1- 0 о и или на основании соотношений (66. 35), (66. 36) и (66. 33) / ₽ \ 77> 2 / .. , z Н Г . 1 1 — д/ j 1 е . <о — z — 2 1 кс 1 •пш ) * ' 1 Ч \ и ' „ dm,. dmK Гак как е,= =’i>'~d^' т0 интегРал Р I» J я; I 1 е* » оон * dr^ I —— ш 1 • dm к Tj” р Мил • df (66. 37) 0) . к
о
о
о
566 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
При ф = в начале поворота, угловая скорость креста = (); в середине
поворота, при ф = О, == <»,( |Пах ==-рЗ—ш [формула (66.23)]; следовательно,
и формула (66. 37) принимает вид
Я-= + ^(ьМЧт- (86 39)
Как видно отсюда, величина среднего момента М' , обусловленного силами
инерции, зависит, помимо приведенного момента инерции 9 перемещаемых масс
и угловой скорости «> кривошипа, только от числа пазов креста fk = sin :
(66. 40)
,, ~-п
Если подставить сюда и> = , то это выражение принимает вид
О*»
Л!"н z ~ 2 900 (1 - J ® '/Г 7!
(66. 41)
и отношение Мин : 9 • п1 легко вычислить. Оно составляет
для z = 3 4 5 6 8 12
:9-я2 ^-=0,438 0,0407 0,0118 0,00524 0,00179 0,00051
Вычислив М' с помощью формулы (66. 39), следует определить затем среднюю
мощность, расходуемую на привод поворотного устройства в первой половине
оборота,
Л/=- М' -ш кгмм/сек, или Л/ =- кеш. (66.42)
Если мальтийский механизм приводится от отдельного двигателя, как это часто
делается в станках с многопозиционными столами, то для выбора мотора необхо-
димо принимать в расчет наряду со средней мощностью N также наибольшую мощ-
ность Л^тах во время поворота креста — с одной стороны, и способность двигателя
переносить кратковременные перегрузки — с другой. Определение наибольших кру-
тящих моментов Мк „их на валу креста и 7Итах на валу кривошипа необходимо
также для расчета деталей механизма. Очевидно,
Мк шах ~ с ф-
ин max >
причем Мкс = const, а
е /тс/1\2 ₽
^1гнтах=0-£к,пах = Н-^Ц = 0,011-^-9. л2. (66.43)
Отношения ф-'- для мальтийских механизмов, наиболее обычных в станках,
О)3
были определены выше. Пользуясь данными таблички на стр. 559, получим из
последней формулы:
для z = 3 4 5 6 8 12
М
к',н а'пах = 0,3448 0,0593 0,0252 0,0148 0,0077 0,0029
г? • п*
Мальтийские механизмы
567
Наибольшие составляющие моменты на валу кривошипа
CD j 0 1
^Cmax = /WKf-^*X--- ; Л1„нш;,х-- -(s„-<»,c)max-— • (66.44)
Отсюда видно, что момент Мс достигает наибольшей величины при среднем
положении креста во время поворота (ср = 0), когда принимает свое наибольшее
значение. Пользуясь величинами отношений шк П1ах:ш, приведенными на стр. 558,
ле!ко, следовательно, вычислить Мс max-
Момент Мин, обусловленный силами инерции, достигает максимума при значе-
нии угла ср, удовлетворяющем условиям
= о и J(er<)<0. (66.45)
Подставляя сюда вместо гк и их выражения в зависимости от угла ср [фор-
мулы (66.16) и (66.17)], можно написать первое условие в виде уравнения
d I sin у (cos у - А) 1 _ q
ф |(1 — '2к cos <f> у л2)3 ]
или
[coscp(cos;p—X) sin2 о] - (1 —2л • cos ср-f- 6л-sin2 ® (cos ф — X) = 0,
которое ' после замены sin3 а = 1 — cos2 ср приводится к кубическому уравнению
I --- ?2 Г1 -I- А2 5/ 2 — 1
Х3+- Л2-- - А- 4 - -- = 0, (66.46)
Л 2 <. / '
гте обозначено х — cos».
Так как угол у лежит в пределах между 0 и = -- -------, то
1 > cosy - sin " = X. (66. 47)
Поэтому из трех корней уравнения (66.46) годится лишь один — положитель-
ный и лежащий в пределах между Хи 1. Определив таким образом значение
угла ср = срл, отвечающее максимуму Л4ОЖ, легко затем вычислить величину по-
следнего
дл ______ А2(1 л-) (cos ул, A)sinyx, .. о 1 .„
Л1ин max = --( ) ~ -CoS : Л2,"----Н • “> (66- 48>
Максимумы Л4С и Мин имеют место при различных значениях угла ср. Если
построены кривые этих моментов, то Л4Шах = (Мс + Л1и«),пах находится построением
результирующей кривой (Мс + Ман) в функции угла ср для первой половины пово-
рота. Если эти кривые не построены, то, так как всегда Л4С тах Мин шах, можно
определять Л1тах как сумму Мин тах и того значения Мс, которое соответствует
углу срЛ. Обусловленная этим погрешность незначительна и не имеет практического
значения для расчета.
Наибольшая мощность на валу кривошипа
Mnax = Л1тах • ® кг мм/сек или Nmm = п<мюо' квпг- (66.49)
Для взятого
в качестве примера мальтийского механизма с шестипазовым
крестом
^тах Мин тах
о,01 о; 6
ожтм
и чем число пазов меньше, тем больше это отношение, достигая примерно 4 при
г — 3; поэтому пиком мощности в приводе мальтийского механизма пренебрегать
отнюдь нельзя. Для асинхронных трехфазиых электродвигателей нормальных типов,
568
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
изготовляемых в СССР и применяемых в нашем станкостроении, характеристика
перегрузочной способности (коэфициент кратности опрокидывающего момента)
Л4тах
U = ——>1,8-4-2. Следовательно, например, для механизма с шестипазовым
ном
крестом номинальную мощность двигателя можно брать лишь немногим (на 15 —
20°/о) больше той, которая соответствует средней мощности на поворот креста и
связанных с ним частей станка; пиковую нагрузку, равную двукратной средней,
двигатель такой номинальной мощности безопасно выдержит. Напротив, для меха-
низма с трехпазовым крестом номинальная мощность индивидуального электродви-
гателя должна быть по меньшей мере в 2,2—2,3 раза больше той, которая соот-
ветствует средней расчетной мощности N.
Действительная пиковая нагрузка электродвигателя получается несколько меньше
расчетной благодаря силам инерции деталей механизма привода к кривошипу, веду-
щему мальтийский крест.
Усилия Р и Рк (см. фиг. 553), необходимые для расчета ролика, его оси и опор
валов кривошипа и мальтийского креста, находятся из соответствующих крутящих
моментов
р = ф и Р = —. ($6.50)
к I г ' 7
Здесь
, п/'T---П ------П о .у,------ТУ------ГТ-Г г/1—2Х COS Ф -р №
/ = У е2 — 2е-г-cos ср Д- г"2 = е V 1 — 2k- cos 'f Д- x2 =--2—
Следовательно,
р ____________________________ Мк____________X_________t
к г У" 1 — 2Х • cos у + /Г-i ’
р _ М_ _ о>у . 1 _ Ay X (cosy — k) 1
~~ Г Г ш Т] ~ Г 1—2X-COSy + X2 Т]
(66.51)
(66.52)
Отсюда можно вычислить значения усилий Р и Рк в функции угла ср.
Подставляя в последние соотношения значение Мк из формулы (66. 30), получим
р = ----------------------
к г У 1— 2л-cos у 4-ха
где обозначено
, X
> _____к_с----------
К С Г у 1-2X-C0S <Р +Х2 ’
<66- »>
(66. 54)
Рк ин = 0
Х2 (1 - Х2)
г
Sin ¥
(1 - 2X-cosy + Х2)2-5'
(66.55)
Два последних соотношения позволяют построить кривые величин Рк с и Ркил
в зависимости от угла ср.
Для того чтобы не слишком осложнять расчет деталей мальтийского механизма,
принимая во внимание также переменность величин усилий Р и Рк, расчет обычно
ведут по максимальным величинам этих усилий. Очевидно, что усилие Рк с, обу-
словленное моментом Мк с статических сопротивлений повороту креста, имеет
наибольшее значение в середине поворота, когда плечо момента Мк с наименьшее:
, 1 —х
Anin —= е г — г.
К
При этом положении механизма
тх /V/г« р ЛА,, л X .
(66.56)
Тог же результат получается из общей формулы (66. 54) при <р = 0,
Звездчатые механизмы и передачи неполнозубыми колесами
569
Усилие Ркан , обусловленное инерционным моментом, достигает максимальной
величины при значении угла ср, удовлетворяющем условиям
/Г_______________—1=о и — [----------------тт1<0. (66.57)
d<f [(1—2Х cos ср J г/f2 L (1 — 2Х'cos cp-J-X2)2,5 J
Первое из этих условий дает
cos ср (1 —2 X cos ср -)- X2) — 5Х. sin2 ср = О
или
ЗХ • cos2 ср -)- (1 4- X2) cos ср — 5Х = 0.
Отсюда находится
/(1 + Х2)2 + 60X2 - (1 + Х2)
COS ср = —— '-—L—---------(66. 58)
и из соотношения (66. 55) — отвечающее этому углу значение Рк ш„. Для раз-
личных значений z получается:
2—3456 8
max.-1,966 0,126 0,0318 0,0131 0,00424.
Таким образом, усилия Ркс и Ркин достигают максимума при различных поло-
жениях механизма. Чтобы не осложнять расчет отысканием максимума Рк [исходя
из выражения (66.53)], можно принимать с достаточной для практических целей
точностью, что Рк имеет наибольшую величину при значении угла ср, определяемом
формулой (66.58), т. е. когда максимума достигает усилие Ркан-
По найденным значениям Рк и Р проверяются на смятие ролик и рабочая
поверхность паза и рассчитываются опоры валов креста и кривошипа.
Для к. п. д. мальтийского механизма можно принимать следующие средние
значения (за один поворот креста): если крест укреплен на валу, который лежит
в опорах скольжения, т) ~ 0,8 -т-0,9, в опорах качения т)~ 0,95; если крест со-
ставляет одно целое со шпиндельным блоком, барабаном и т. п., т. е. диаметр
опорной поверхности больше наружного диаметра креста, т]^0,75.
§ 67. ЗВЕЗДЧАТЫЕ МЕХАНИЗМЫ, ПЕРЕДАЧИ НЕПОЛНОЗУБЫМИ
(СЕКТОРИАЛЬНЫМИ) КОЛЕСАМИ И ПР.
Значительно реже механизмов храповых и мальтийских применяются в станках
другие механизмы, позволяющие так же, как названные, осуществлять периодиче-
ские движения.
Звездчатые механизмы (фиг. 555) имеют по сравнению с мальтийскими то пре-
имущество, что при прочих одинаковых условиях угловая скорость ш3 ведомого
елемента (звезды) изменяется равномернее, и максимум ее меньше максимума угловой
скорости <ок мальтийского креста, а наибольшее значение углового ускорения е3 меньше
максимального ускорения ек креста. С другой стороны, е3 кач, кон в начале и
в конце поворота звезды больше, чем ек наЧу кон, следовательно, сильнее удар
(второго рода), сопровождающий поворот соответствующей части станка, и фикси-
рующее устройство работает в более неблагоприятных условиях. Существенным
недостатком звездчатых механизмов является также сложность технологии изго-
товления элементов передачи и необходимость очень точной сборки. Этими небла-
гоприятными особенностями звездчатых передач объясняется то, что они нашли
применение лишь в единичных конструкциях станков, несмотря на более широкие
возможности варьирования времен td и /п (см. стр. 551), чем при использовании
мальтийских механизмов.
Основные недостатки их — жесткие удары в начале и в конце поворота, так
как угловая скорость ведомого колеса постоянна, и опасность столкновения зубьев
при входе колес в зацепление, обусловленная увеличением зазоров в передаче
570 Механизмы дли осуществления периодических (прерывистых) движений
вследствие постепенного износа. Такое столкновение приводит обычно к поломке
зубьев.
Первый недостаток может быть устранен или смягчен проще всего добавлением
к передаче таких деталей, которые начинают постепенно вращать ведомый элемент
незадолго до входа в зацепление зубьев колес. Принцип, на котором основаны
устройства этого рода, поясняется фиг. 556. Здесь на ведомом валу 6 свободно
сидит деталь 5; число ее спиц равно числу позиций периодически поворачиваемого
секториального колеса 3, заклиненного на валу 6. Незадолго до входа в зацепле-
ние зубьев секториального ведущего колеса 2 с ведомым один из штифтов 1
колеса 2 начинает отжимать вправо деталь 5, которая связана пружиной 7 со
штифтом 8 колеса 3. Растягиваемая пружина постепенно „страгивает" это колесо,
и удар в момент начала зацепления значительно ослабляется. Поворот детали 5 и
натяжение пружины ограничиваются штифтом 4.
Фиг. 555.
Фиг. 556.
Опасность столкновения зубьев должна быть устранена срезанием части и умень-
шением высоты первого вступающего в зацепление зуба, если сама форма сопря-
женных деталей или способ фиксирования ведомого элемента не исключают этой
опасности.
В некоторых тяжелых многошпиндельных токарных автоматах поворот шпин-
дельного блока производится червяком, который приводится от периодически вклю-
чаемого индивидуального электродвигателя и сцеплен с червячным колесом, скре-
пленным с блоком. Удар в начале поворота ослабляется каким-либо упругим звеном
в цепи между двигателем и шпиндельным блоком, например буферной пружиной,
которая позволяет червяку в момент пуска несколько смещаться вдоль своей оси.
Помимо токарных автоматов, червячная передача применяется вместо мальтий-
ского механизма также в станках других типов, если момент инерции периодически
поворачиваемых частей велик. Причины этого ясны из сказанного выше о дина-
мике мальтийского механизма.
§ 68. ФИКСИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
Для таких частей станков, как шпиндельные блоки, револьверные головки,
многопозиционные столы, делительные шпиндели зубообрабатывающих станков,
точность периодического поворота и надежность закрепления повернутой детали
станка в новом положении имеют решающее значение, так как они чрезвычайно
сильно влияют на точность обработки деталей на станке. Как было упомянуто,
поворотный механизм не может дать сам по себе такой точности углового пере-
мещения, какая требуется в подобных случаях. Это вызывается не только неизбеж-
ными погрешностями изготовления и сборки механизма и постепенным износом его
Фиксирующие ycrpoiu re.a
571
трущихся поверхностей, но также и стремлением поворачиваемой части к перебегу
в конце поворота под действием сил инерции связанных с ней поворачиваемых
масс, нередко больших и тяжелых. Поэтому в тех случаях, когда точность пово-
рота и положения периодически поворачиваемой части станка имеет важное зна-
чение, в конструкции соответствующего узла необходимо предусмотреть какое-либо
устройство, автоматически фиксирующее каждое из конечных положений этой
части с необходимой степенью точности.
В тех случаях, когда высокая точность конечных положений периодически
поворачиваемой части станка необходима, фиксирующее устройство должно быть
сконструировано таким образом, чтобы после срабатывания устройства возможность
игры этой части была полностью исключена, несмотря на наличие зазоров между
ней и ее опорой, в деталях фиксирующего устройства и т. д. Так как эта часть
станка поворачивается, как правило, в цилиндрической (реже конической) напра-
вляющей, то для этого необходимо фикси-
ровать ее в трех точках. Следовательно,
фиксаторы должны быть расположены так,
чтобы поджимать фиксируемую часть станка
всегда к одной и той же стороне направ-
ляющей и устранять после фиксации возмож-
ность ее поворота как в одну, так и в
другую сторону, несмотря на зазоры между
фиксатором и ее направляющей. Эти требо-
вания могут быть удовлетворены примене-
нием двух фиксаторов, сконструированных
Фиг. 557.
и расположенных относительно периодически
поворачиваемой части станка таким образом, что один из них выбирает зазоры
и сопряжении второго фиксатора с этой частью и оба вместе поджимают ее к
опорной поверхности.
Вместе с тем давление двух фиксаторов на периодически поворачиваемую часть
станка не должно смещать ее ось вниз, вверх или в одну сторону или, если такого
смещения нельзя избежать, величина его должна быть сообразована с допусками
на неточность обработки изделий на этом станке. Такие устройства получаются
обычно довольно сложными (см., например, фиг. 560 и 561); поэтому нередко
в целях упрощения конструкции от системы двойного фиксирования („система
двойной индексации") отказываются и довольствуются лишь одним фиксатором.
Принимая такое конструктивное решение, следует, однако, учитывать, что ординар-
ные фиксирующие устройства не гарантируют, как правило, такого надежного
закрепления детали после ее поворота и такой высокой точности деления, как
системы с двумя фиксаторами.
Фиксатор может иметь форму кулака, автоматически прижимаемого в конце пово-
рота к поверхности повернутой части станка и тем затормаживающего ее, либо
пальна, автоматически западающего своей головкой в соответствующее ему оче-
редное гнездо на поверхности периодически поворачиваемой детали. Чаще приме-
няются фиксаторы второго типа, с головкой в виде конуса или клина. Фиксаторы
последней формы получили наибольшее распространение, так как только при такой
конструкции их головок длительно сохраняется, несмотря на износ, соприкасание
поверхностей.
Достоинством фиксатора, имеющего форму клина или конуса, является то, что
он сам доводит поворачиваемую часть точно до необходимого конечного положе-
ния, как это поясняется, например, фиг. 557. Револьверная головка 1 снабжена
здесь привинченным к ней делительным кольцом 2, в котором профрезерованы
радиальные пазы п, расширяющиеся книзу в соответствии с формой клиновой
головки b фиксатора 3. Благодаря такой форме пазов и фиксатора его головка,
входя в паз, доведет кольцо 2 и вместе с ним револьверную головку до точного
положения даже при сравнительно большой угловой погрешности деления. Так как
пазы а—радиальные, нет надобности в точном радиальном положении фиксатора
572 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
относительно оси револьверной головки, что, напротив, было бы необходимо при
конической форме головки фиксатора.
Для того чтобы фиксатор сам доводил поворачиваемую часть станка точно до
необходимого конечного положения, делительный механизм должен производить
360°
поворот не на угол —— , где z — число позиций, а на угол, несколько больший
или меньший этой величины, в зависимости от положения скоса клиновой головки
фиксатора. Некоторое отклонение угла поворота от -у- достигается иногда не-
большим изменением теоретических размеров поворачивающего механизма, напри-
мер, в случае мальтийского механизма — уменьшением межосевого расстояния е
(см. фиг. 553) или радиуса г кривошипа. Вследствие этого угловая скорость креста
в конце поворота отлична от нуля, угловое ускорение в этот момент больше, чем
в правильном мальтийском механизме, и периодически поворачиваемая часть про-
ходит немного (например, в автоматах типа 1261 — на 1 мм) дальше требуемого
положения.
Фиксаторы с конической головкой работают хуже клиновых, так как в резуль-
тате износа поверхности конического гнезда под фиксатор она принимает форму
овального конуса, и между фиксирующими поверхностями возникает игра; поэтому
фиксаторов с конической головкой в современном станкостроении избегают.
Фиксаторы-кулачки работают с самого начала с линейным (теоретически) кон-
тактом, который сохраняется, несмотря на износ, компенсируемый периодическим
регулированием или автоматически — пружиной, что устраняет возможность игры.
Ограниченное применение получили в станках фиксаторы в форме цилиндри-
ческого пальца, сравнительно быстро теряющие плотное соприкосновение с сопря-
женными гнездами, а также фиксаторы-собачки, работающие в зацеплении с хра-
повиком.
Освобождение периодически поворачиваемой части станка от фиксаторов перед
ее поворотом производится чаще всего рычажной системой, которая в должный
момент цикла выводит фиксаторы из этой части; фиксирование после окончания
поворота производится той же системой или происходит под действием пружин
после того, как фиксаторы освобождены соответствующим рычагом. В станках
новых моделей, особенно агрегатной конструкции, применяется гидравлическое или
реже пневматическое управление фиксаторами. Возможности электромеханического
управления ими ограничено тем, что соленоиды стандартного исполнения допускают
не свыше примерно 150—180 включений в час.
Так как периодическое освобождение от фиксаторов, поворот и последующее
фиксирование должны быть строго согласованы во времени, то фиксирующее
устройство необходимо совершенно определенным образом сблокировать в части
управления с механизмом периодического поворота.
Применение формулированных выше общих положений в практике конструиро-
вания станков иллюстрируется приведенными ниже примерами.
В шестишпиндельных токарных полуавтоматах модели 123А по периферии
шпиндельного блока закреплено шесть (по числу его позиций) стальных закален-
ных колодок 7 (фиг. 558) с пазом под клиновую головку фиксатора 8. Перед
входом ролика кривошипа в паз мальтийского креста кривая приподнимает ролик
рычага 6, связанного с фиксатором 8, и головка последнего выходит из колодки 7.
После окончания поворота блока фиксатор быстро западает в гнездо следующей
колодки под давлением двух сильных пружин 10. Фиксатор движется в напра-
вляющей гильзе 9, укрепленной в корпусе 11. Достоинство этого устройства —
простота конструкции, а недостаток, присущий почти всем ординарным фиксирую-
щим механизмам, — постепенное уменьшение точности периодического деления по
мере износа направляющих поверхностей фиксатора и направляющей гильзы 9.
Надежная система двойного фиксирования (фиг. 559) применена в шестишпин-
дельных прутковых автоматах модели 1261. Перед началом поворота шпиндельного
блока кулачок 3, нажимая на ролик 4 рычага 2, выводит его верхний конец из
Фиксирующие устройства
573
гнезда колодки 1. Блок начинает поворачиваться в направлении, показанном стрел-
кой, и скос с противоположной колодки 9, нажимая на скос b головки второго
фиксатора 8, выжимает его наружу, преодолевая давление рессоры 10. Блок по-
ворачивается на угол, больший 60°, настолько, что между гранью d (перпенди-
кулярной ко дну колодки 11) и отвечающей ей гранью головки фиксатора 8 полу-
чается зазор около 1 мм. Головка рычага 8 под давлением рессоры 10 западает
в гнездо колодки 11. В этот момент рычаг 2, прижимаемый пружиной 5 к скосу а
очередной колодки 6, начинает поворачивать шпиндельный блок в обратную сто-
рону и поворачивает его до тех пор, пока перпендикулярная грань d колодки 11
Фиг. 558. Фиг. 559.
не упрется в грань головки фиксатора 8. При этой конструкции устройства дости-
гается плоскостный контакт фиксирующих поверхностей с обеих сторон. Оба
фиксатора отжимают блок вниз. Винт 7 предупреждает чрезмерно сильные удары
при посадке упорного фиксатора 8 на место.
На фиг. 560 показано устройство для фиксирования блока шестишпиндельных
прутковых автоматов. Также и в этой конструкции блок запирается двумя фикса-
торами— упорным 6 и натяжным 4, которые работают так же, как в устройстве
но фиг. 559. Отлична от предыдущей система управления фиксаторами (ог кри-
вой / через рычаг 2 и тягу 3), которые сблокированы кривым рычагом 5;
в предыдущей конструкции упорный фиксатор совершенно не связан с натяжным.
Как в той, так и в этой конструкции оба фиксатора отжимают шпиндельный блок
вниз, причем усилия, с которыми они действуют на блок, приблизительно парал-
лельны.
На фиг. 561 изображено фиксирующее устройство пятишпиндельных прутковых
и патронных автоматов.
Перед началом поворота ролик 3 переходит на участок кривой /, удаленный
•от оси вала 2. Угловой рычаг 4, поворачиваясь, поднимает тягу 5—6, поворачи-
вает вокруг неподвижной оси рычаг 7—9, „ломающийся" в шарнире 8. При этом
полз.шка 10 поднимается настолько, что укрепленная в ней на оси 12 плитка 11,
играющая роль натяжного фиксатора, не мешает повороту шпиндельного блока
в направлении деления (на фигуре — по часовой стрелке). Блок поворачивается
не на 72°(=—g-j, а на угол, больший этой величины на несколько минут, так
что упорный фиксатор 13 оказывается в конце поворота несколько позади скоса
очередной колодки 14. Тотчас же вслед за окончанием поворота ролик 3 возвра-
74 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
Фиг. 56U.
Фиг. 561.
Электромеханические- системы периодических подач р>7о,
uiaeiCH на концентричную часть кривой /, и ползушка 10 вместе с плиткой-
фиксатором 11 опускается, причем этот фиксатор поворачивает шпиндельный блок
в обратном направлении до тех пор, пока упорный фиксатор 13 не окажется
плотно прижатым к скосу кололки 11. Усилие, достаточное для надежного фикси-
рования блока, создается „ломающимся" рычагом, серьга 7 которого в конце про-
цесса фиксирования образует с угловым рычагом 9 угол, близкий к 180°. Пру-
жина 15 выполняет здесь функцию компенсатора в системе управления фиксаторами.
Точность совпадения положения фиксирования с требуемым конечным положением
периодически поворачиваемого шпиндельного блока достигается в этой конструкции
регулированием плитки-фиксатора // при помощи винта 16; пружина 17 постоянно
прижимает плитку к каленому концу этого винта, а вместе с тем нс позволяет ей
повернуться вниз вокруг своей оси при подъеме ползушки 10.
Из сопоставления описанных систем ординарного и двойного фиксирования
видны преимущества последних; поэтому в многошпиндельных автоматах и полу-
автоматах новых моделей, а в значительной степени и в станках с многопозицион-
ными столами предпочтительно применяют системы двойного фиксирования перио-
дически поворачиваемой части станка.
Основное требование, предъявляемое к материалам фиксатора и сопряженной
с ним опорной детали (колодки и т. п.), — достаточно высокие ударная прочность
и износостойкость. Поэтому для изготовления их пользуются хромистыми сталями
типа 40Х, ШХ15, закаленными и отпущенными до твердости Ис — 56 63. В не-
которых станках новых моделей для указанной цели с успехом применены хроми-
рованная сталь, а также литая бериллиевая медь, термически обработанная до твер-
дости /?с~ 40.
Усилие, действующее на фиксатор во время западания его в соответствующее
гнездо, при посадке на грань колодки периодически поворачиваемой части станка
и т. д. можно определить, исходя из величины момента на валу этой части и
среднего радиуса поверхности, по которой производится фиксирование. Однако
расчет деталей фиксирующего устройства труден, так как фиксатор садится на
место с ударом, и незнание импульса силы, действующей в течение очень короткого
(тысячные доли секунды) и недостаточно точно известного времени, не позволяет
определить максимальные напряжения, обусловленные ударом, с практически необ-
ходимой точностью. Поэтому в настоящее время приходится довольствоваться
выбором размеров деталей проектируемого фиксирующе, о устройства по аналогии
с конструктивно сходными и проверенными в эксплуатации устройствами суще-
ствующих станков. Статический расчет с повышенными коэфициентами запаса может
легко привести к чрезмерно преувеличенным размерам деталей и всей фиксирующей
системы.
§ 69. ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ ПЕРИОДИЧЕСКИХ ПОДАЧ
В современных моделях продольно-строгальных станков нашли широкое при-
менение вместо храповых механизмов электромеханические устройства для перио-
дической подачи супортов. Такое устройство приводится от отдельного электро-
двигателя, который автоматически включается в соответствующий момент цикла,
производит через посредство механических передач требуемое перемещение
супорта и затем автоматически выключается. Электромеханические устройства,
работающие по этому принципу, используются также в копировально-фрезерных
полуавтоматах для периодической подачи в конце „строчки“ (например, в станках
модели 6441).
1 [ринципиальная схема конструкции устройств этого рода показана на фиг. 562.
С двигателем через ряд понижающих передач связан вал, на котором заклинено
несколько кулачков 1 с различными числами выступов la, 1Ь и т. д. Форма
кулачков (с пятью и девятью выступами) показана на фиг. 563, а и б Так как
передача между двигателем и валом кулачков — постоянная, то расстояние между
каждой парой смежных выступов на кулачке (шаг) соответствует определенному
576 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
числу оборотов или определенной дробной части оборота двигателя, следовательно.
определенной длине перемещения супорта.
Все кулачки сидят рядом на общей шпонке и имеют одинаковый наружный
диаметр. Вращая рукоятку 8, можно посредством шестерни 6 и рейки 5, при-
крепленной к каретке 4 с реле подачи, установить каретку так, чтобы стержень
Фиг. 562.
с роликом 2 приходился против одного
из кулачков.
В конце обратного хода стола упор,
закрепленный на боковой грани стола,
замыкает цепь соленоида 3, который в
свою очередь замыкает нормально разом-
кнутые контакты 7. При этом стержень
с роликом 2 подается вперед, и ролик
входит в соприкосновение с периферией
соответствующего кулачка; одновременно
через контактор включается электродви-
гатель подачи, и вал с кулачками начи-
нает вращаться. Первым же выступом
кулачка, против которого находится ро-
лик 2, его стержень будет отжат вправо,
контакты 7 разомкнутся, двигатель ока-
жется обесточенным и быстро остановится,
так как при размыкании контактов 7
включается цепь динамического тормо-
жения двигателя. Одновременно разрывается также цепь соленоида 3. Таким
образом, механизм подачи готов к следующему циклу.
Реверсирование подачи не требует перенастройки механизма, так как профиль
кулачка имеет симметричную форму (фиг. 563).
Достоинство описанного устройства—его простота и высокая точность работы;
благодаря большому замедлению от двигателя к валу с кулачками и динамическому
торможению двигателя колебания величины подачи не превышают О,О5’/о. Погреш-
ность, накопленная за один оборот кулачка, близка к нулю.
На фиг. 564 представлена кинематическая схема унифицированной коробки
подач продольно-строгальных станков моделей 716, 724, 7256 и др. Привод осуще-
ствляется здесь от двигателя постоянного тока мощностью 1,25 кв:п при 950 об/мин.
„ 20 55 30 21 19 ППО1
Передаточное отношение к валу кулачков равно здесь j-: • = 0,021,
Элеи/ромсханичсекпе системы периодическиv подач
37 Ачерк.ш 13&U
Б78 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
т. е. полному обороту этого вала отвечают 1:0,021^47 оборотов двигателя —
достаточно много для того, чтобы обеспечить высокую точность подачи.
Фиг. 565 представляет сборочный чертеж механизма электроподачи этих
станков. Как видно из чертежа, на валу заклинены семь кулачков с различными
числами выступов, что в сочетании с тремя переключениями в механической части
коробки подач (передвижное зубчатое колесо а на схеме фиг. 564) дает 21 сту-
пень подачи с диапазоном Rs — 100. В конструктивном отношении этот механизм
несколько отличается от изображенного на фиг. 562.
Эксплуатация станков с таким или близким к нему механизмом электроподачи
супоргов подтвердила надежность и точность этого механизма.
ЛИТЕРАТУРА
1. Энциклопедический справочник „Машиностроение", т. 9, гл. II, Машгиз, 1949.
2. ЭНИМС, Расчеты механизмов станков (по данным проф В. В. Добровольского),
изд. ЭНИМС, 1944.
3. И. И. Артоболевский, 3. Ш. Блох, В. В. Добровольский. Синтез меха-
низмов, Гостехиздат, 1914.
4. И. Э. Беккер, Кинематика мальтийского мехапшма, „Вестник металлопромышлен-
ности “ № 10, 1938.
5. Б. Л. Богуславский, Многошииндельные токарные автоматы и полуавтоматы,
Машгиз, 1950.
6. В. В. Добровольский, Теория механизмов, Машгиз, 1951.
7. О. А. Пыж, Цевочное зацепление, „Вестник машиностроения" № 1, 1946.
8. О. А. 11 ы ж, Эллиптические зубчатые колеса, „Вестник машиностроения" №2/3,1946.
9. А. Я- Слуцкий. Звездчатые механизмы, „Вестник инженеров и техников" №2,1932.
10. Д. М. Урин, Графо-аналитическая теория мальтийского креста и приложение этой
теории . к исследованию аналогичных механизмов в области пищевого машиностроения»
ОН ГИ. 19 6.
Г.'/АНА XIII
РЕВЕРСИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
§ 70. РЕВЕРСИРОВАНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ДВИЖЕНИЙ В СТАНКАХ
В станках почти всех типов для обработки на них изделий необходимо более-
или менее часто изменять направление, но крайней мере, некоторых движений.
Это обусловлено прежде всего тем, что в большинстве станков либо главное дви-
жение, либо некоторые движения подачи прямолинейны; такими же являются по
большей части и установочные движения. В строгальных и долбежных станках
прямолинейны оба движения - главное и подачи. Отсюда — необходимость ревер-
сировать узлы станка, движущиеся прямолинейно, для возвращения их в исходное
положение перед началом очередного хода (стол продольно-строгального или шли-
фовального, ползун зубодолбежного, cynopi затыловочного станка), для нового
прохода (супорт токарного станка при обточке в несколько проходов, при наре-
зании резьбы) или новой операции (револьверные супорты различных станков).
Обычно в подобных случаях обратный ход холостой и поэтому происходит со
скоростью более высокой, чем рабочий ход.
При проектировании некоторых станков бывает необходимо предусмотреть
реверсирование также некоторых вращательных движений, чтобы сделать возмож-
ным выполнение на них всех работ, для которых эти станки предназначаются.
Нужно помнить, что введение реверсирующего устройства обычно осложняет кон-
струкцию станка и управление им, иногда и технологию изготовления (механи-
ческие и гидравлические варианты) или электрическую схему; поэтому реверси-
рующее устройство следует вводить лишь в те кинематические цепи проектируе-
мого станка, где надобность в нем действительно обусловлена назначением и функ-
циями этой цепи.
В некоторых станках реверсируются также и другие движения, что может быть
вызвано различными причинами: самим характером выполняемой операции (движе-
ния затылования у токарных и резьбошлифовальпых станков); формой инструмента,
влияющей на выбор кинематической схемы (делительные движения в зубостро-
(альных станках для нарезания цилиндрических и конических колес, движения
обкатки по шеверу-рейке в зубоогделочных станках); введением дополнительных
движений, необходимых или желательных для получения более высокого качества
обработанной поверхности или большей стойкости инструмента (осциллирующие
движения круга в некоторых шлифовальных станках, движения отвода стола с за-
готовкой от долбяка в зубо долбеж пых станках), и др.
А. Вращательное главное движение должно допускать реверсирование:
а) В токарно-винторезных станках—• для возможности нарезания левых резьб
при обычном направлении подачи супорта влево.
б) В револьверных станках--для нарезания левых резьб с поперечного су-
нортз или револьверной головки при помощи специального резьбонарезного при-
способления (например, резьбового патрона, надеваемого на ходовой валик) и для
вывинчивания метчика или свинчивания плашки при нарезании внутренних и на-
ружных резьб с револьверной головки.
в) В одношпиндельных токарных автома1ах — для нарезания резьб при приме-
нении невращающегося резьбонарезною инс<румента. Нарезание резьбы произво-
Реверсирующие устройеьиг
дикя при числах оборотов шпинделя, значительно более низких, чтм при свин-
чивании или вывинчивании инструмента. Следовательно, для возможности выпол-
нения токарных работ и нарезания как правых, так и левых резьб шпиндель должен
иметь низкие и высокие числа оборотов в обоих направлениях.
Напротив, если проектируемый автомат будет работать только вращающимся
резьбонарезным инструментом, то реверсирование шпинделя не необходимо, так как
нарезание резьб происходит за счет разности угловых скоростей шпинделя с за-
готовкой и инструмента (нарезание по способу отставания или опережения): соот-
ветственно тому, будет ли эта разность положительна или отрицательна, на за-
готовке изделия будет нарезаться правая или левая резьба. Вывинчивание или
свинчивание инструмента достигается изменением его числа оборотов при неиз-
менном направлении вращения' что равносильно изменению знака угловой скорости
инструмента относительно изделия.
г) В сверлильных станках—для той же цели, что и в одношпиндельных то-
карных автоматах, работающих неподвижным резьбонарезным инструментом.
д) Во фрезерных станках--для возможности работы как праворежущими, гак
и леворежущими концевыми фрезами.
е) В резьбофрезерных станках — для возможности нарезания правых и левых
наружных и внутренних резьб право- и леворежущими фрезами.
ж) В горизонтальных расточных станках - поскольку па них выполняются то-
карные, сверлильные, фрезерные, а иногда и резьбонарезные работы.
з) В зубофрезерных станках — для возможности работы право- и левозаход-
ными фрезами при нарезании прямо- и косозубых цилиндрических колес, а также
червячных колес, которые могут быть предназначены для работы в паре с право-
или с левозаходным червяком.
Что касается многошпиндельных токарных автоматов и полуавтоматов, то они
ас требуют реверсирования шпинделей, если заготовки вращаются во время обра-
ботки, так как нарезание резьбы выполняется па них вращающимся инструментом
по способу отставания или опережения. В маогошпиндельных автоматах с непо-
движными заготовками главное вращательное движение совершают инструмента ть-
ные шпиндели; реверсирование последних необходимо но причинам, указанным
выше для одношпиндельных токарных автоматов.
Б. Вращательное (круговое) движение подачи должно реверсироваться:
а) В резьбофрезерных станках —поскольку >управления вращений шли тделя
фрезы и шпинделя изделия зависят от того, нарезается ли наружная или внутрен-
няя резьба право- или леворежущей фрезой; эти направления должны быть
соответственно согласованы,
б) В зубодолбежных станках для возможности нарезания наружных и вну-
тренних зубчатых венцов. Для этой цели достаточно, в сущности, предусмотреть
в станке устройство для реверсирования либо только несущего долбяк ползуна
либо только стола, так как согласование направлений вращения взаимно обкаты-
вающихся долбяка и заготовки возможно и при таком устройстве станка. Однако
почти все современные модели зубодолбежных станков имеют реверсирующие ме-
ханизмы в обоих узлах для того, чтобы долбяк мог работать с любым направле-
нием вращения независимо от того, какое зубчатое колесо нарезается - с на-
ружным или внутренним зацеплением; только при такой конструкции станков
можно выбрать направление вращения долбяка произвольно, благодаря чему ста-
новится возможным более равномерное срабатывание обеих режущих кромок зубьев
инструмента.
в) В зубоотделочных станках, работающих круглым шевером, для равномерной
отделки обеих сторон профиля зуба. С этой целью стол с отделываемым зубчатым
колесом, насаженным на оправку, которая укреплена в центрах двух бабок, по-
ручает возвратно-поступательное движение, а инструментальный шпиндель автома-
тически реверсируется одновременно со столом. Взаимная обкатка инструмента
и изделия происходит, таким образом, поочередно в одном и в др\том напра-
влении.
P<i.i.ui4hi,i<' (‘in it .41,1 [jciiepcii/hiiiiiHiiii
581
Движение обкатки реверсируется также в зубошлифовальных и зубопритироч-
ных станках.
г) В универсальных круглошлифовальных станках, предназначенных для обра-
ботки как наружных, так и внутренних поверхностей, поскольку при неизмен-
ном направлении вращения шлифовального шпинделя направление вращения шпин-
деля изделия зависит от того, какая из названных поверхностей шлифуется.
Если проектируемый станок—-специальный и предназначается для шлифования
только наружных или только внутренних поверхностей, в реверсировании шпин-
деля изделия iiei надобности.
д) В резьбошлифовальных станках, - если предусматривается возможность шли-
фования длинных резьб’в обе стороны.
В. Прямолинейное главное движение должно реверсироваться всегда, за исклю-
чением случаев, упомянутых на стр. 4S0.
I . Прямолинейное движение подачи также должно реверсироваться оно не
может, очевидно, происходить неограниченно в одном направлении. Конструкция
реверсивно!о устройства зависит от того, предусматривается ли рабочая подача
в обоих направлениях (фрезерные, горизонг.тльно-paciочные, шлифовальные и
другие станкиI или только в одном, причем обратный ход--холостой (возврат
узла в исходное положение)
Л. Должны допускать реверсирование все установочные движения, выполняе-
мые при началке шапка пли во время его работы; необходимость этого пе требует'
объяснений.
§ 71. 1РЕБОВАНИЯ К РЕВЕРСИРУЮЩИМ УСТРОЙСТВАМ. ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ,
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ И МЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ РЕВЕРСИРОВАНИЯ ДВИЖЕНИЙ.
КРИТЕРИИ ПРИМЕНИМОСТИ Э I ИХ СИСТЕМ
Реверсирование движений в шапках может быть осуществлено с помощью
средств электротехники или гидравлики, применением одних лишь механических
ушройств либо комбинированием тех и других. Выбор наиболее целесообразного
конструктивного варианта определяется требованиями, предъявляемыми к реверси-
рующему устройству, с одной стороны, и тем, в какой степени этим требованиям
удовлетворяю; возможные системы реверсирования, с другой. Как обычно, при
сравнении вариантов, эксплуатационно равноценных, решающую роль играют тех-
нологические и экономические факторы.
Независимо от системы и конструктивного выполнения каждое реверсирующее
устройство должно удовле!ворят1> следующим основным требованиям:
а) устройство должно быть способно передавать крутящие моменты наиболь-
шей необходимой величины в каждом из обоих направлений движения; эти моменты
час io неодинаковы;
б) действующие во время реверсирования инерционные усилия не должны при-
водить к быстрому износу деталей устройства;
в) потери энергии на реверсировании должны быть возможно малыми, особенно
если реверсирование происходи! часто;
I') габариты реверсирующе!о устройства должны быгь сообразованы с разме-
рами узла, в который оно входит, и вообще должны быть возможно малыми;
д) усилие, необходимое для управления реверсирующим устройством (если оно
работает не автоматически), должно быть чем меньшим, чем чаще производится
реверсирование, и по всех случаях не должно вызывать утомления рабочего,
обслуживающего станок.
Наряду с этими к реверсирующему устройсшу предъявляются требования в отно-
шении: а) частоты реверсирования, б) времени, затрачиваемого навесь процесс изме-
нения скорости реверсируемой части станка по направит пню, а часю и величине,
и в) точности реверсирования ио времени и месту — дополнительные требования,
шрогость которых зависит от функции реверсирующего устройства в проектируемом
станке. Электрические, гидравлические и механические решения удовлетворяют
перечисленным требованиям в различной cieiienii.
582
Реверсирующие устройства
А. Электрическое реверсирование
5)
Фиг.
являются,
и легкость
ПОМИМО
/п
указанного
киши реверсом
упрощения механич
i (кнопочные перек^
Как известно, вращение ротора асинхронного трехфазного электродвигателя
реверсируется при переключении любых двух фазовых обмоток, что плече г за
собой изменение порядка следования фаз и направления вращения магнитного
поля статора. Для реверсирования двигателя постоянного тока необходимо изме-
нить направление тока либо в обмотке возбуждения, либо в обмотке якоря; в прак-
тике применяется обычно второй способ реверсирования.
Использование этого свойства электродвигателей приводит к упрощению кон-
струкции самого станка за счет сокращения числа муфт, зубчатых и других пе-
редач, валов, подшипников, элементов системы управления и прочих деталей ревер-
сирующего механизма (сравн.
фиг. 566, а—принципиальная
схема шпиндельной бабки с
механическим реверсированием
шпинделя и фиг. 566, б с при-
водом от реверсивного двига-
теля трехфазиого тока). От-
падают также все детали меха-
нического тормоза. Некоторое
осложнение электрической ча-
сти станка при замене механи-
ческого реверсирования элект-
рическим, конечно, пен. б.’жно.
Основными дост, инствами
электрического реверсирования
в применении к станкам
еской части станка, простота
поча!ели), достаточно высокие
для большинства случаев быстрота и точность реверсирования, широкие возмож-
ности автоматизации таких циклов работы, которые требуют периодического ревер-
сирования движений. Наиболее распространенные в приводах станков коротко-
замкнутые трехфазные двигатели мало чувсгвиюльпы к резкому реверсированию. Эти
качества обеспечиваются, однако, лишь при соответствующей конструкции самого
электродвигателя и аппаратуры управления.
Возможности применения электрического реверсирования в станках ограничи-
ваются прежде всею тем, что при выполнении какой-либо работы бывает необхо-
димо реверсировать не все, а лини, некоторые узлы станка, например ю.п>ко стол
фрезерного, шлифовального станка, супорт токарного и т. д., тогда как напра-
вление вращения шпинделя в этих случаях должно оставаться неизменным. Следо-
вательно. если все кинематические цепи станка приводятся от общего электро-
двигателя, избежать механических или гиаравлических реверсирующих устройств
нельзя. Надобность в них отпадает только при том условии, если реверсируемая
часть станка имеет привод от отдельного двигателя.
Неприменим пока электрический способ реверсирования также в тех случаях,
когда требуемая частота реверсирования очень высока. Так, например, в шлифо-
вально-отделочных станках (для суперфиниширования) абразивные бруски совер-
шают осциллирующее движение с числом колебаний (двойных ходов) от 100 до
1500 в минуту, т. е. от 6000 до 90 000 в час; при шлифовании коротких деталей
стол или шлифовальная бабка станка должны делать иногда 200 и более
дв ход/мин, т. е. число реверсов может превышать 12 000 в час; при нарезании ко-
ротких резьб может понадобиться реверсировать шпиндель 3000 — 3500 раз в час.
Между тем достигнутый к настоящему времени верхний предел возмо,иного числа
реверсирований электродвигателей лежит даже при отсутствии нагрузки около
« = 3600 -4000 в час при мощности до N ~1 ~ 1,2 кет, уменьшаясь до Лта>. 1800
реверсирований в час при N — 5 кет. Под нагрузкой это число еще меньше.
Различные системы реверсирования
583
Нужно иметь в виду, чти при н 500 реверсирований в час желателен, а при
п у- 800 необходим двигатель с независимой вентиляцией от отдельного электро-
двигателя, работающего с постоянным числом оборотов, притом и во время корот-
ких остановок приводного двигателя. Следовательно. в случаях, подобных приве-
денным для примера выше, проблема реверсирования за счет применения ревер-
сивного электродвигателя пока еще практически не разрешена.
Напротив, в станках специализированных, токарных инструментальных, станках
для вторых операций и т. и., требующих иногда 400- 000 реверсирований в час,
применение реверсивного электродвигателя вполне целесообразно: если по роду
выполняемой работы автоматизация реверсирования невозможна, то благодаря
кнопочному управлению рабочий не утомляется так, как при рычажном управлении
механическим реверсирующим устройством. Необходимо, однако, учитывать, что
возможность электрического варианта при большой частоте реверсирования зави-
сит от требуемой мощности: чем больше мощность электродвигателя, тем меньше,
как правило, наибольшая допустимая частота реверсирования. Эго относится к ре-
версивным двигателям не только нормального, но и специального исполнения, хотя для
последних указанная зависимость имеет более благоприятный характер.
Ограничение допустимой частоты реверсирования обусловлено тем, что тепло-
вые потери при торможении ротора противовключением в процессе реверсиро-
вания велики - теоретически в 3 раза больше, чем при пуске, и при высокой
частоте реверсирования возникает опасность чрезмерного нагревания обмоток.
Время т, затрачиваемое на реверсирование при всех способах его, исчисляется
секундами или даже долями секунды; поэтом)' при сравнении возможных вариантов
реверсирующего устройства по такому показателю различия Д-t между величи-
нами т для разных вариантов имеют практическое значение лишь в тех случаях,
когда полное время 'Г на цикл, включая и время па реверсирование, невелико
сравнительно с т. Действительно, увеличение производительности К (в шт/мин,
шт/час и т. п.), достигаемое сокращением времени реверсирования на величину Дт,
составляет
(71Л>
где С - постоянная.
Следовательно, относительное повышение производительности в процентах
р ... ию г- 100 , (71.2)
Эта величина может служить критерием оценки значимости потерь времени на
реверсирование. Если, например, для варианта реверсирующего устройства,
лучшего из всех по остальным эксплуатационным показателям, время т больше,
чем для другого варианта, но при этом потеря производительности по сравнению
с ним р «' q, где q — предел!.но приемлемая потеря в процентах, то этим фактором
приходится пренебречь. Это недопустимо, следовательно, при условии, если
(71.3)
В современных системах электропривода время на реверсирование очень мало.
Так, агрегаты по системе i оператор двигатель реверсируют быстро движущийся
стол даже тяжелых продольно-строгальных станков за время, не превышающее
1 сек. Однако как ни малы сами но себе эти значения т, при тех скоростях
рабочего и холостого ходов, с какими работают современные продольно-стро-
гальные станки, возможностью сокращения т пренебрегать не следует. Если, на-
пример, строгание производится со скоростью v = 60 м/мин при скорости холо-
стого обратного хода -у0 —• 90 м/мин. го при длине строгания L—2 м и затрате
времени на одно реверсирование т = 1 сек. полное время цд цикл (.один двойной
&R! Реверсирующие ycrpoOciea
ход) равно 7 ;^ 60/. + т' = 60- 2 ^,у -ф- 2. В результате со-
кращения времени т, например, до 0,7 сек,, т е. при Дт = 0,3 сек., время на
цикл уменьшилось бы на Дг'=2-Дт = 0,6 сек., и повышение производительности соста-
вило бы по формуле (71,2) р — = 12,7°/0—эффект, пренебре!агь кото-
рым, очевидно, нельзя.
Этот пример объясняет причины стремления ведущих электротехнических пред-
приятий создать такие системы электропривода станков, которые гарантировали
бы в нужных случаях возможно быстрое торможение реверсируемой части и бы-
стрый разгон ее на обратную скорость. Как указано выше, в этом отношении
достигнуты большие успехи, которые, однако, связаны с довольно значительным
осложнением электрической схемы привода — увеличением количества контакторов,
реле и иной электроаппаратуры. Следует учитывать, что чем быстрее происходит
реверсирование, тем сильнее сопровождающий его удар, как эго непосредственно
следует из теоремы импульсов. Сила этого удара тем больше при прочих одина-
ковых условиях, чем больше изменение количества движения реверсируемой си-
стемы, т. е. ее масса и разность (алгебраическая) скоростей до реверсирования
и после него. Чтобы избежать сильных сотрясений станка, быстрого износа и
расшатывания соединений, иногда приходится поэтому, независимо от способа ре-
версирования, искусственно затягивать этот процесс (см., например, ниже, стр. 5'5).
Эго же обстоятельство ставит границы увеличению скоростей возвратно-посту-
пательных движений, например, продольно-строгальных станков.
Точность реверсирования электродвигателя зависит от его конструкции, ог
величины махового момента ротора и от соотношения между пусковым и номи-
нальным монетами Как показали экспериментальные исследования, современные
реверсивные двигатели тех мощностей, которые чаще всего используются в стан-
ках, обеспечивают реверсирование ротора за время поворота его на 369—180°,
а при специальной конструкции двигателя — всего лишь на 15‘ , причем двигатель
развивает полную скорость, сделав лишь часть оборота. Использовать достаточно
точную повторяемость этого угла можно только при условии точного управления
замыканием контактов и соблюдении некоторых других условий.
Зная общее передаточное отношение кинематической цепи от двигателя до
реверсируемой части, легко подсчитать линейное или угловое перемещение этой
части за время реверсирования и установить, насколько такая точность останова
и реверсирования двигателя достаточна иля проектируемого станка. Это зависит
от характера работ, выполняемых на нем, и от функции реверсируемого узла.
Так, например, для некоторых работ вподрезку или в упор — для точения или
шлифования ступенчатых деталей, обработки 1лухих отверстий и т. п.—может
быть необходима настолько высокая точность останова, что, несмотря на большую
редукцию в механизме подачи, упомянутая выше точность реверсирования двигателя,
обеспечивающая останов супорта в пределах примерно 0,01- 0,03 мм, окажется
сама по себе, без упоров, недостаточной. Напротив, для шпинделей даже быстро-
ходных станков, вращающихся с числами оборотов, близкими к числу оборотов
двигателя, точность реверсирования в пределах одного-двух, а часто и большего
числа оборотов вполне достаточна.
Вопросы электрического реверсирования подробнее рассматриваются в курсе
„Электрооборудование станков". Однако и из сказанного ясно, что этот способ
реверсирования заслуживает предпочтения в приводах установочных движений,
если они имеют отдельный электродвигатель, для перемещения тяжелых частей
станков — поперечин (траверс), стоек, супортов, шпиндельных головок, задних
бабок и тому подобных узлов, для переключений тяжелых блоков зубчатых колес
в механизмах станков-гигантов, в механизированных устройствах для зажима раз-
личных частей станков. В подобных случаях перемещение вручную тяжело для
рабочего, время, расходуемое на реверсирование, не имеет существенного значе-
ния, так как установка производится не часто, а требуемая окончательная точ-
Pit :.ui4Hi.ie tin г‘‘Л1ы /\ <;< /к пани •’
585
носи, установки, ec.ui она выше таранiир)емой двигателем, достигается дополни-
тельными устройствами или перемещением вручную отдельной части узла (например,
шпинделя (пиноли) задней банки, верхней части супорта и т. д.).
В остальных случаях нужно сопоставить указанные выше (стр. 581) показа-
тели электрического и других варианюв, оценивая при этом каждое реверси-
рующее устройство вместе с его управлением. Реверсивный элею родвигагель
окажется нередко наиболее удобным и экономичным решением. Вели при этом
скорости прямого и обратого ходов должны быть различны, следует выбрать
двух- или многоскоростной двигатель.
Число моделей станков, в которых для реверсирования соответствующих узлов
(танка используются реверсивные электродвигатели, чрезвычайно велико. Нередки
I' гаки, решения, когда два различных узла, которые должны реверсироваться
о '(Повременно, приводятся от отдел т.н ых электродвигателей, причем одновременное,
переключение последних па обратные вращение гарантируется самой электрической
схемой управления. Для примера можно назват ь зубоотделочпый станок модели 57115,
в котором шпиндель шевера и сют с изделием приводится от двух отдельных
асинхронных короткозамкнутых элекгродвитатслей, причем коптакгоры обоих дви-
кнелей сблокированы так, что двигатели реверсируются одновременно.
Б. Реверсирование с помощью гидравлических устройств
Почти полное вытеснение механического привода подач гидравлическим в шли-
фовальных станках наиболее распросграненных типов и широкое применение гидро-
привода также в других станках с прямолинейно движущимся столом или супор-
том достаточно свидетельствуют о его пригодности для осуществления возвратно
luiciyiiari льных движений.
Частота реверсирований, возможная для гидропривода, очень высока. Так,
например, столы гидрофинированных круг лошлифова.шных и вну гришлифовальных
(танков делают при обработке коротких деталей ди '200 ходов в минуту и более,
т е. получают 12 001) и более реверсирований в час. В некоторых гидрофициро-
I анных моделях современных круг.тошлифовалын тх станков с осциллирующим дви-
жением шлифовального круга последний совершает до 100 коротких {0,5—10 л/лг)
колебательных движений в минуту, т. е. получает около 6000 реверсирований
в час. Гидропривод допускает высокую частоту реверсирования также возврагпо-
впащающихся частей станка. Следовательно, в огношиши возможной частоты
реверсирования гидропривод далеко превосходит привод от реверсивного электро-
лит ателя, практически равноценен механическому н уступ.тег лини, пневматическому
приводу, допускающему до 1500 -1700 реверсирований в минуту (в механизиро-
ванных инструментах ударного и ударно-поворотного действия).
Время, затрачиваемое на реверсирование с немощью ги фавлн теского устройства,
можег быть сделано чрезвычайно малым. Экспериментальное исследование гидро-
фицированного поперечно-строгального станка г наибольший ход ползуна Lm;ix —
г : 650 мм, скорость рабочего хода v — до 45 м'мин, скорость обратного хода
ту до 60 м/мин, мощность приводного электродвигателя N=&Kem, наибольшее
рабочее давление масла ртм — 60 кг/см2) показало время на одно реверсирование
ш лзуна т = 0,05-э-0,07 сек. Усилия, действующие па ползун, получались при
таком быстром реверсировании настолько большими, что оказалось нужным ввести
в конструкцию распределительной коробки демпферы с целью искусственного
увеличения продолжительности процесса реверсирования до г' ~ 0,40 -с-0,46 сек.
С помощью гидравлического привода возможно производить реверсирование
с такими высокими частотами и с такой большой быстротой, какие практически
еще недостижимы для привод! от реверсивного электродвигателя. Эго объясняется
прежде всего тем, что в последнем случае в процессе каждого реверсирования
необходимо сначала поглотить кинетическую энергию массивного ротора, вращаю-
щегося с большой угловой скоростью, и затем разогнать его до такой же или
другой (однако также высокой) угловой скорости в нро1ивоиоложном направлении.
686
Реверсирующие устройства
Одновременно тормозятся и разгоняются в обратную сторону также детали ревер-
сируемого узла станка, например, в продольно-строгальном станке — зубчатые
колеса передач к рейке стола, их валы и стол с обрабатываемой заготовкой. Следует,
впрочем, заметить, что решающую роль играет ротор, на долю которого при-
ходится, как правило, 90—95°/0 всей кинетической энергии реверсируемых масс.
Именно поэтому, в частности, в некоторых новых быстроходных (ц~ 100 м)мин)
моделях продольно-строгальных станков для привода стола применены два одина-
ковых электродвигателя по N квгп вместо одного двигателя мощностью Nкет.
Условия при гидравлическом реверсировании значительно более благоприятны:
во всей । идросистеме нет возвратно-вращающихся деталей, обладающих большой
кинетической энергией в момент начала реверсирования, так как быстро вращаю-
щийся ротор лопастного или поршенькового насоса или зубчатые колеса шестерен-
ного вращаются в неизменном направлении. При гидроприводе отпадают также
более или менее быстроходные возвратно-вращающиеся зубчатые колеса передач
к реверсируемой части станка. Периодически реверсируются, кроме поршня, лишь
малые и легкие детали распределительного устройства — золотников, кранов
и т. и., притом из состояния покоя, благодаря чему на перемещение их требуется
очень малое время. Большее значение имеет кинетическая энергия массы масла,
реверсируемого при изменении направления потока, особенно в чех станках, где
гидрофнцировано главное движение и скорость резания велика. Однако и в подоб-
ных случаях кинетическая энергия движущихся столбов масла, поглощаемая в про-
цессе реверсирования, может быть сделана значительно меньшей киш-гической
энергии ротора электродвигателя, если применить цилиндр малого диаметра, питае-
мый насосом высокого давления. Соответственно меньше и сила удара при ревер-
сировании.
По юй же причине - сравнительно малые инерционные усилия при гидравли-
ческом реверсировании — достигаемая при этом способе точность реверса очень
высока и зависит главным образом от инерции реверсируемых масс самого станка.
В. Реверсирование с помощью .механических устройств
Несмотря на свои большие достоинства, электрические и гидравлические устрой-
ства могут быть использованы для реверсирования не всегда и не во всех станках.
Условия, ограничивающие применение реверсивных электродвигателей, были ука-
заны выше (стр. 582), а гидравлическое реверсирование уместно большей частью
лишь в станках с гидроприводом всех или некоторых основных движений.
Часюта реверсирования, возможная для механических устройств, может быть
очень высокой и ограничивается лишь силами инерции реверсируемых масс.
От тех же факторов зависят и время т, затрачиваемое на реверсирование, и
точность его. Если в кинематической цепи реверсируемого узла имеются элементы
или передачи, допускающие буксование, как, например, фрикционные муфты или
ременные передачи, либо упругие звенья, то время ~ будет при прочих одинако-
вых условиях больше, чем при отсутствии их в этой цепи; благодаря этому умень-
шаются толчки при реверсировании, и оно происходит более мягко. При реверси-
ровании посредством механизмов с одними лишь жесткими принудительными свя-
зями между сопряженными звеньями время т крайне мало; в новом механизме оно
происходит практически мгновенно, так как определяется временем на упругие
деформации некоторых контактирующих поверхностей, и поэтому сопровождается
более сильными толчками, чем в предыдущем случае. По мерс увеличения в меха-
низме зазоров, обусловленных износом и автоматически не компенсируемых (напри-
мер, в шарнирах, в зацеплениях зубчатых и червячных передач и т. и.), время на
реверсирование, естественно, возрастает, и процесс реверсирования сопровождается
ударами в сопряжениях с зазорами. От величины и числа последних сильно зависит
также точность реверсирования по месту и времени.
Улучшения этих трех показателей реверсирующего механизма—возможной ча-
стоты реверсирования, затрачиваемого на него времени и точности — можно до-
гтитнуть целесообразной конструкцией механизма, предусматривая в нем, в та.'гио-
Динамика процесса реверсирования
587
сти, детали для уничтожения чрезмерных зазоров, и уменьшением сил инерции,
чействующих во время реверсирования. С этой целью изготовляют из легких спла-
вов, алюминиевых или алюминиемагниевых, либо сварными те детали реверсируе-
мого узла, кинетическая энергия которых играет решающую роль. Например,
в поперечно-строгальном или долбежном станке такой деталью является ползун;
поэтому в ряде этих станков современных моделей именно он отлит из легкого
сплава, тогда как для изготовления кулисы, кинетическая энергия которой в мо-
мент реверсирования значительно меньше, также и в этих моделях применяется
в большинстве случаев сталь или чугун. По аналогичным соображениям нередко
делают из легкого сплава балансир с зубча1ым сектором, сообщающий возвратно-
поступательное движение ползуну зубодолбежного станка. Напротив, не может
тать существенного эффекта замена чугунного с юла не очень быстроходного про-
дольно-строгального станка столом, отлитым из легкого сплава, так как кинети-
ческая энергия сюда такого станка вместе с наиболее тяжелой заготовкой, уста-
новленной на нем, не превышает обычно 5- 7и.о суммарной кинетической энергии
реверсируемых масс.
В дальнейшем рассматриваются только механические реверсирующие устройства
станков. Способы реверсирования с помощью электрических и гидравлических
систем подробно освещаются в курсах „Электрооборудование станков" и „Гидро-
приводы станков".
§ 72. ДИНАМИКА ПРОЦЕССА РЕВЕРСИРОВАНИЯ. ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ
ПРИ РЕВЕРСИРОВАНИИ
Процесс реверсирования с какой-либо узловой скорости о>3 на скорость
вращения в противоположном направлении (или с линейной скорости v2 на обрат-
ную скорость vL) состоит из двух фаз—торможения с ш,, до 0 и разгона в об-
ратную сторону с 0 до (аналогично для прямолинейного движения}. Изменение
скорости во время реверсирования может происходить различно и, вообще говоря,
не следует линейному закону, как эго принято, например, на теоретической схеме
________, lit»
фиг. о()7, на которой е =•-- ~ =- const.
Во многих станках реверсирование повторяется строго периодически, и обе
фазы следуют одна за другой б з паузы. В таких случаях функция реверсирую-
щего устройства сводится к автоматическому осуществлению торможений и разго-
нов в определенные моменты цикла работы станка Во избежание чрезмерных уда-
ров при реверсировании в механизм вводят звено, чаше всего в виде фрикционной
муфты, которое смягчает толчки за счет проскальзывания (буксования) при вклю-
чении; следовательно, при каждом реверсировании происходят некоторая потеря
энергии, нагревание и срабатывание буксующих фрикционных поверхностей. При
частом периодическом реверсировании, как, например, в станках с возвратно-
поступательным движением стола, супорта и т. и., проблема уменьшения потерь
энергии и увеличения долговечности деталей реверсирующего устройства приобре-
тав! серьезное значение. Пути решения ее выясняются из следующих соображений
Пусть вал 2 (фиг. 568) первый нал в кинематической цени узла, скорость
которого должна быть изменяема — вращается с угловой скоростью <«2, которая
5SS Реверсирующие уссрийссва
в периоды реверсирований является переменной. Вал Д связанный с двигателем
станка передачами или постоянной муфтой, вращается с угловой скоростью о>1 <о2.
Если включить фрикционную муфгу, то в течение некоторого времени Т будет
происходить относительное скольжение фрикционных поверхностей, после чего
движение системы установится, и оба вала будут вращаться с общей угловой
скоростью Эта скорость и продолжительность Т периода неустановившегося
движения могут быть в принципе определены из уравнений движения валов
Н, - М' 1'т; (72. 1)
(72.2)
где 0j и 02—приведенные соответственно к валам / .и 2 моменты инерции масс,
связанных с ними; М'—вращающий момент на ведущем валу 7; ТИ2 — момент сил
сопротивления, приведенный к валу 2; Мт — момент сил трения между фрикцион-
ными поверхностями.
Для решения этих уравнений необходимо знать зависимости /И', /И3 и Мт
от 7, которые в действительности возможно установить лишь экспериментально.
Моменты ТИ2 и Мт можно принять неизменными во время торможения и раз-
гона. Для Л42 это допущение особенно близко к действительности, гак как вклю-
чение муфты производи1ся на холостом ходу станка.
Что касается момента /Ит, то произведенные у нас в Союзе теоретические и
опытные исследования процесса включения фрикционных муфт показали, что мо-
мент сил трения между фрикционными поверхностями не постоянен и не подчи-
няв 1ся также линейному закону. В общем случае изменение этого момента в тече-
ние периода сцепления зависит от закономерности нарастания усилия включения
муфты и от изменения коэфициента трения сопряженных фрикционных поверхностей.
Последний, в свою очередь, зависит от скорости скольжения и удельного давле-
ния на трущихся поверхнос1ях. Дальнейший вывод не является поэтому вполне
ст рогим.
Однако, для того чтобы выяснить характер влияния некоторых основных
факторов на процесс реверсирования и установить наивыгоднейшие условия его,
можно ограничиться приближенным решением, как это и сделано в дальнейшем.
Интегрируя уравнения (72. 1) и (72. 2), получим
г
Мт-Т, (72.3)
(I
02(шо^ -- «>2„) = (Мт - ,И2) Т, (72. 4)
где ш1н и <о2ч — угловые скорости валов 1 и 2 в момент начала включения муфты.
Если обозначить Мх — среднее значение момента М' за время реверсирования,
определяемое из работы,
г т
Мг-Т— j М' -dt, т. е. TMj = — J7И' dt, (72. 5)
о о
то уравнение (72.3) можно написать в форме
— о>|к) = (7И, — Mm ) Т. (72.6)
Совместное решение уравнений (72. 6) и (72. 4) дает
— Л4Д-е2-«2ч(Л41 -Мт),
®вйч~ —• (72 7}
•Г _____*"*1 Н2 (“Ци-ы2*)_____ /79
*ЛМт ’ М2) ОДЛД Мт)- й>
Лмнамика процесса pei<epcitpoaanii>i
589
<W,„ Л12
Так как при сделанных выше допущениях — — -= const, ю из уравне-
ния 72. 2) следует, что ™ -•= const, т. е. угловая скорость ведомого вала изме-
няется по линейному закону. То же относится к скорости <olt если в уравне-
нии (72.1) заменить Л4' на Л415 поскольку также Л1"‘ ~ const. В гаком слу-
чае углы поворота валов / и 2 за время Т равны соответственно
?2 у, (72.'))
и угол относительного скольжения фрикционных поверхностей
или, если подставить сюда значение Т из формулы (72.8),
_ НгН2 (<е|Ч '»•>.,)3
' 2 (Н, (Л1т -м.,} Н.. ьМ, Л/,„4 •
Работа трения за время 7’ относительного скольжения муфты
Ат = -К,’? =- Л1„, T)[Hi (1М(П Л(.,) /( МяД]
или также
(72.9а)
(72 10)
(72- И)
(72 111)
Эта работа характеризует потери анергии на истирание и нагрев фрикционных
поверхностей; желательно поэтому, чтобы она была возможно малой. Как видно
из последних выражений, работа Ат резко убывает с. уменьшением разности угло-
вых скоростей валов Z и 2, и кроме того, она гем меньше при прочих одинако-
вых условиях, чем: 1) меньше приведенный момент инерции (н)2 реверсируемых масс;
2) меньше момент /И, сил сопротивления в реверсируемом узле; 3) больше момент
трения Л'/т; 4) больше приведенный момент инерции масс, связанных с ведущим
валом и вращающихся в постоянном направлении. Отсюда следует, в частности,
необходимое!ь производить реверсирование на холостом ходу — при минимальном
значении момента ,W2. .
При реверсировании с помощью муфт ^лек, родни га гель станка выбирается
с таким расчетом, чтобы его скорость в периоды реверсирования станка почти не
падала; это тем легче сделать, что маховой момент ротора нереверсивного двига-
r. ..
геля и его нормальная угловая скорость велики Если считать поэтому—^0, т.е.
приближенно принимать <о1 = const, то из уравнения (72. 1) следует М' = М,„
и на основании уравнения (72. 2)
Л4' = Л12 + . (72 12)
Работа ведущего вала / за некоторый прометку ток времени t’.
t t !
А ] ЛГ • dt ЛЕ • • dt 4* dt =
о о и
(72 I
.590
Реверсирующие ycipoucrea
В начале этого промежутка, при / = 0, скорость ведомого вала <о2 = ш2н; при
t — t конечная скорость <о2 = <о2л.. Следовательно,
А = ТИ2 •«>,-/4- 02«>, (“>.,„ <»2ч). (72. 14)
Первый член в правой части этого уравнения представляет работу Ас, расхо-
дуемую на преодоление сил сопротивления в реверсируемом узле станка, второй
член - - сумму работ, затрачиваемых на изменение скорости ведомой системы (Ачск)
и на трение в муфте (Ат) за время t. Следовательно,
+ =0?«>,(<i>2,. - о>2„). (72.15)
Уравнение (72. 11) при сделанных выше допущениях М — Мх — Мт и Л42 — 0
примет вид
Ат = 4 ®г(®2к "‘sJ2- (72.16)
и работа ускорения реверсируемых масс
Ауск — 021От <0>2л и12н) ~2~ ®г(®гк ш2«)а ~ ®г (®2* 0,2«), (72. 17)
как и следовало ожидать, так как эта работа равна приращению кинетической
энергии Е ведомой системы:
Д7: =--- Екон - Енач — у 02о>2«— у 6z«>L. (72. 17а)
Так как реверсирование производится на холостом ходу, при нормальном со-
стоянии станка и достаточной смазке, то силы сопротивления в сопряжениях ре-
версируемого узла незначительны; можно поэтому принять Л12%0, Ас^0 и поль-
зоваться приближенным равенством
71, = А.,С1, + А,„ = Д£ Ч Ат, (72. 18)
в котором величины Д7? и Ат определяются формулами (72. 17а) и (72 16).
Первая фаза реверсирования — торможение от скорости ш.,н до 0 - - может
осуществляться либо включением муфты, либо отдельным тормозом. При первом
способе торможения в пре льнущих формулах конечная угловая скорость вала 2
<i>2, = 0 и
А1 = ®2,01 (<О2Л- — ®2«) = -
В частном случае при ш, ’= ш2„ (скорости прямого и обратного хода одина-
ковы )
At — 02-«>2«.
Приращение кинетической энергии
Де = Екон - EHav = у 02 (ш2к - «>2„) — — | 02<uL,
и потеря энергии
А'*} = А, -ЬЕ = |е2-4«. (7219)
Если торможение производить тормозом, то ю2(; =0, to, = 0, из общих формул
получается
71, - 0; Д£ = 102 (<о22л - <«L) - - 4 ©а’ ®2«.
11 потеря энергии в эюм случае
А(^'=А1 ДЕ = 4®а®2»- (72.20)
Kotu трукции реверсирующих механизмов
591
Из сравнения выражений (72. 19) и (72.20) видно, что торможение реверсируе-
мого вала муфтой, вращающейся в противоположную сторону со скоростью, рав-
ной по величине скорости этого вала, сопровождается потерей энергии, которая
в 3 раза больше потери энергии при торможении отдельным тормозом. Следова-
тельно, в интересах уменьшения расхода энергии и увеличения долговечности
фрикционных деталей или обкладок муфты целесообразно конструировать реверси-
рующий механизм таким образом, чтобы кинетическая энергия реверсируемого
узла поглощалась тормозом, а муфщ производила лишь разгон на обратную ско-
рость. Для разгона от «>., — 0 до ю2 =- «>2
,4, - «,•«>! -<О2Л ; Д/Г — -2-На• Лт'-Д/f у Н2-шг<((2<и1 >»2Д
И при и>,; ----- (Dj
~ . (72 21).
В случае равенства угловых скоростей прямого и обратного хода (<о2л = о>2и)
Л^ = 10г.ш^. (72.22)
Таким образом, при реверсировании с угловой скорости == ф- юна угловую
скорость о>2 =— «Дили обратно, с — «> на ф <«) потери энергии составляют при
реверсировании посредством муфты
А’ = А'"' у А'?1-- 0 („2 ..р 1 я (1)2 20 (72 2,3)
m m ' m 2 2 2 2 2 f
при реверсировании с промежуточным торможением отдельным тормозом:
А" -- Л'7’ ;-Ф'’ = иг.ш44м=ег.«>!. (72 24)
т. е. полная по,еря энергии за весь период реверсирования в последнем случае
вдвое меньше.
.Управление муфтами и тормозом реверсиргюшего механизма должно иметь бло-
кировку, которая делает невозможным переключение с одной муфты на другую без
промежуточного включения тормоза. Это достигается проще всего при однорычаж-
ном (или однокнопочном) управлении реверсирующим устройством.
§ 73. КОНСТРУКЦИИ РЕВЕРСИРУЮЩИХ МЕХАНИЗМОВ
Для реверсирования движений в станках используются: 1) устройства с ремен-
ными передачами; 2) устройства с цепными передачами; 3) цилиндрические трензели;
4) конические трензели; 5) планетарные механизмы; 6) червячные механизмы.
Если возвратно-поступательное или возвратно-вращательное движение соот-
ветствующей части станка осуществляется при помощи кривошипно-шатунного, ку-
лисного или кулачного механизма, надобность в особом реверсирующем устрой-
стве, очевидно, отпадает.
1. Ременные реверсирующие передачи. Основные схемы ременных
реверсирующих передач показаны на фиг. 569, а- -г. От нереверсируемого веду-
щего вала / движение передается ведомому валу // посредством либо открытого,
либо перекрестного ремня; следовательно, в зависимости от того, какой из этих
ремней находится на рабочем шкиве вала //, эют вал вращается в одном или
в другом направлении. При схемах по фиг. 5G9, а и б реверсирование произво-
дится переводом ремней с помощью вилок, причем при ординарной ширине холо-
стых шкивов (схема а) перевод ремней должен производиться последовательно,
при двойной ширине этих шкивов (схема 6) оба ремня переводятся одновременно,
одним рычагом с двумя вилками.
592
Pent-pcit pytomiie у строй i i>ia
Общий недостаток реверсирующих механизмов с переводом ремней — износ кро-
мок ремней от трения о пилки; он сильнее при устройствах по схеме б, при ко-
торой путь перемещения ремня вдвое больше, чем при схеме а. Кроме того, при
каждом переключении ремней оба рабочих шкива, будучи заклинены на ведомом
валу, реверсируются; поэтому их нередко изготовляют из легкого сплава с целью
уменьшения момента инерции реверсируемых масс. Холостые шкивы не реверси-
руются, и делать их из легкого сплава нет надобности.
Свободны от первого из указанных недостатков конструкции, построенные по
схемам виг фиг. 569: здесь открытый и перекрестный ремни находятся постоянно
на одних и тех же шкивах, один из шки-
вов каждой передачи - холостой и соеди-
няется с валом посредством сцепной муфты.
При решении вопроса о том, на каком
из валов — ведущем или ведомом — целе-
сообразнее поместить реверсирующую муфту,
нужно принимать в расчет следующие, сооб-
ражения.
а) Детали, заклиненные на ведомам валу,
реверсируются; следовательно, если моменты
инерции шкивов больше, чем момент инер-
ции муфты, то последнюю лучше располо-
жить на ведомом, реверсируемом валу (схе-
ма в).
б) При обоих вариан тах вращаю гея все
шкивы, и поэтому сил иную муфту желательно
расположить так, чтобы разность угловых
скоростей шкивов, сидящих па одном валу
и постоянно вращающихся в противополож-
ные стороны, была возможно малой. Это
обеспечит меньший износ фрикционных по-
верхностей, меньшие потери при реверсиро-
вании (см. § 72), а также и меньший износ
втулок холостых шкивов. Если, например,
обе передачи — понижающие, го предпочте-
ния заслуживает схема в - с расположением
муфты на ведомом валу.
По этим причинам реверсирующие устройства по схеме фиг. 569, в применяются
в действительности значительно чаще.
Ременные реверсирующие устройства находят некоторое применение главным
образом в приводе продольно-строгальных станков, работающих с умеренными ско-
ростями резания, иногда и в некоторых других станках, в приводе возвратно-по-
ступательного движения.
В станках новых моделей ременные реверсирующие устройства находят очень
о: раничепное применение. Эго объясняется не столько их громоздкостью и общими
недостатками ременных передач, сколько все более широким распространением си-
стем электропривода с автоматическим регулированием скорости двигателя в обоих
направлениях и гидропривода, обладающего аналогичными свойствами.
2. Реверсирующие устройства с цепными передачами исполь-
зхюгся в стайках еще. реже, чем устройства с ременными пеоедачами. Поскольку
1крекре.С1наи цель невозможна, реверсирование ведомого вала осуществимо при
условии, если ведомые звездочки вращаются в противоположных направлениях,
например, в одну сторону вращение снимается с ведомой звездочки, а в противо-
положную — с паразитной звездочки, поставленной с наружной стороны ролико-
вой пепи.
Преимущества этих устройств по сравнению с ременными — возможность рас-
положения внутри станка (ремни должны быть защищены от масла) и большая
Конструкции реверсирующих механизмов
593
компактность; недостатки их — специфические для цепных передач, т. е. меныпая
плавность передачи движения, довольно сильный шум, особенно при применении
роликовых цепей, нередко толчки
3. Цилиндрические
трензели. Для реверсирования
вала, параллельного ведущему,
широко используются в станках
механизмы, состоящие из цилин-
дрических зубчатых колес, — ци-
линдрические трензели. Реверси-
рование движения получается за
счет передачи его через четное
или нечетное число паразитных
колес, чаще всего через одно
такое колесо при одном напра-
влении вращения и путем непо-
средственного зацепления колес
ведущего и ведомого валов либо
через два паразитных колеса —
при противоположном направле-
нии вращения.
При довольно разнообразном
конструктивном исполнении ци-
линдрических трензелей наиболее
распространенные варианты их
можно отнести к одному из сле-
дующих трех видов: а) трензели
с передвижными зубчатыми коле-
сами или передвижными двойными
блоками одинаковых колес; б)
трензели с колесами, находящи-
мися в постоянном зацеплении и
включаемыми посредством сцеп-
ных муфт или скользящих шпо-
нок; в) трензели с накидными ко-
лесами, включаемыми посредством
поворота вокруг неподвижной оси
(плоские трензели).
На фиг. 570, а—д изображены
схемы трензелей первого вида
в развертке и свертке. Паразит-
ное колесо обозначено везде z0,
пунктиром изображено положе-
ние передвижного зубчатого ко-
леса при переключении трензеля
на обратную скорость. На каждой
из схем указаны также наимень-
шая строительная длина трензеля,
выраженная через ширину b орди-
нарного зубчатого колеса, и пере-
даточные отношения при прямом
при переключениях на большие скорости.
соответственно ведущий вал,
и при обратном вращении. Цифрами / и // обозначены
вращающийся в неизменном направлении, и ведомый — реверсируемый. Очевидно,
что все схемы по фиг. 570 обратимы — валы / и II можно обменять местами.
При компактной схеме а скорости вала II при вращении в различные стороны
не могут быть одинаковы, так как Между окружностями выступов ко-
38 Лчеркан 1386
594
Реверсирующие устройства
лес 1 и 3 должен оставаться зазор, т. е. должно быть (Zj + 2/^) + (z3 + 2/03) <
< z2 + г3 или г2 - ^ > 2(4 + где- коэфициент высоты головки зуба;
при нормальных значениях f' = f = 1 разность чисел зубьев колес 2 и 7 должна
быть, следовательно, не меньше 5. Таким образом, отношение угловых скоростей
при прямом и при обратном вращении, равное ~ , тем больше отли-
Н I 2‘2
чается от единицы, чем меньше числа зубьев колес 7 и 2. Эго является в неко-
торых случаях недостатком механизма, построенного по данной схеме.
От этого недостатка свободна схема б: если подобрать числа зубьев колес ме-
ханизма таким образом, чтобы —а^; — , то izT^|z"l, и вал II будет вращаться
Z1
в обоих направлениях с приблизительно одинаковой скоростью. Как видно из
Фиг. 571.
и чтобы перевод колеса 2
схемы, числа зубьев колес должны удовлетворять
условию (г2 — Zi) (г4 — 4 > 2 (4 + /'3). Меха-
низм не так компактен, как предыдущий (ширина >
>4(z), и расход материала здесь несколько больше —
общая ширина колес равна 5Ь вместо 47 в схеме а.
Трензели, построенные по этой схеме, применяются
во многих моделях станков, особенно в цепях подачи.
Реверсирующий механизм по схеме в по габа-
ритам и общей ширине колес совпадает с механиз-
мом по схеме а, но дает одинаковые скорости пря-
мого и обратного вращения. Недостатком его является
отсутствие нейтрального положения. Управление им
должно быть сконструировано так, чтобы зацепление
колега 2 одновременно с z0 и 7 было исключено
в любое из двух его положений был возможен
только при полностью остановленном механизме.
Значительно лучше предыдущей схема г, примененная, например, в коробке
скоростей универсального фрезерного станка модели 682: благодаря увеличению
общей ширины колес и ширины механизма на величину b здесь устранены все не-
достатки схемы в.
Цилиндрические трензели, построенные по схемам фиг. 570, очень просты
в конструктивном исполнении. Зубчатые колеса, сидящие на одном валу, как, на-
пример, колеса 7 и 2 в схемах фиг. 570, а и б, часто изготовляют в виде двух-
венцового блока; передвижные колеса и блоки помещают на шлицевых валах;
в паразитные колеса, вращающиеся на своих осях вхолостую, запрессовывают
втулки, что удлиняет срок службы этих деталей. Типичным примером трензеля
современной конструкции может служить изображенный на фиг. 571 механизм для
реверсирования подач в токарно-винторезном станке модели 1615.
Если в механизмах по фиг. 570 отказаться от передвижных колес и заменить
каждое из них двумя, которые находятся в постоянном зацеплении с сопряжен-
ными колесами и соединяются со своим валом посредством сцепной муфты, то
получатся цилиндрические трензели, отнесенные выше ко второму виду. Несколько
наиболее распространенных схем таких трензелей показано на фиг. 572, а — в; как
легко видеть, они получаются из схем а, в и д фиг. 570, если видоизменить их
указанным способом.
В механизмах подач токарных, карусельных, фрезерных станков, где такие
реверсирующие устройства встречаются довольно часто, для переключения трен-
зеля используются обычно кулачковые, реже зубчатые муфты. Эго оправдывается
тем, что скорости подач, а поэтому и пути свободных выбегов сгола или супорта
малы; следовательно, включение муфты производится либо в то время, когда ме-
ханизм неподвижен, либо при очень малой скорости вращения, и потери времени
на ожидание остановки узла в подобных случаях и для станков указанных групп
пренебрежимо малы. Совершенно отличны услояия реверсирования главных шпин-
Конструкции реверсирующих механизмов
595
лелей, вращающихся с большими угловыми скоростями. Поэтому для шпиндельных
бабок таких станков, которые тртбуют сравнительно частого реверсирования,
типичны конструкции реверсирующего устройства с двумя фрикционными муфтами
для правого и для левого вращения, если только для этой цели не используется
реверсивный электродвигатель, что часто будет более целесообразным. Наиболее
распространенные схемы этих механизмов, которые понятны без пояснений, изо-
бражены на фиг. 573, а — в. Схема а использована, например, в коробке скоростей
револьверного станка модели 136, схема б —в коробке скоростей токарно-вин-
торезного станка 1Д63, схема в — в коробке скоростей станка 1Д62М. Чтобы
уменьшить нагрев и износ фрикционных поверхностей в результате буксования,
целесообразно предусмотреть подвод к ним масла изнутри. Схема б применяется
572.
в тех случаях, когда число ступеней скорости шпинделя при правом вращении,
должно быть больше, чем при левом (или наоборот).
При более или менее значительной величине передаваемых крутящих моментов
наиболее подходящими являются многодисковые фрикционные муфты, которые
в действительности чаще всего и используются в реверсирующих устройствах ко-
робок скоростей (см., например, фиг. 260, 271 и др.).
Моменты инерции масс многодисковых фрикционных муфт, как правило, много
больше моментов инерции зубчатых колес; с этой точки зрения реверсирующие
муфты указанного типа выгоднее располагать на ведущем валу, как изображено'
на схемах фиг. 573. Такое расположение диктуется часто и тем, что при выклю-
чении посредством муфт без остановки приводною двигателя все зубчатые колеса1
останавливаются, что благоприятствует их долговечности. Если поместить эти
муфты на ведомом валу, то зубчатые передачи реверсирующего механизма будут
работать и при выключенных муфтах.
Моменты инерции кулачковых муфт Меньше, чем зубчатых колес, с которыми
они сцепляются, поэтому (и по другим указанным выше причинам) их располагают
обычно на реверсируемом валу. В реверсирующих механизмах цепей установочных
перемещений также и такие муфты помещают часто на ведущем, нереверсируемом
валу. Хотя при этом во время работы механизма имеет место ускорительная пере-
дача движения, но эти периоды очень непродолжительны, сравнительно редки, и
благодаря такому расположению муфты зубчатые передачи после выключения ее
остаются неподвижными.
Примеры конструктивного исполнения реверсирующих механизмов первых двух
видов см. на фигурах гл. VII.
Плоский цилиндрический трензель простейшей конструкции с накидными пара-
зитными зубчатыми колесами, переключаемыми посредством поворота трензельной.
Реверсирующие устройства
доски, в которой закреплены оси паразитных колес, вокруг оси вала ведущего
или ведомого колеса, изображен на фиг. 574. В прежних моделях токарных стан-
ков трензели этого типа были чрезвычайно распространены, в новых конструк-
циях они хотя и встречаются (например, в токарно-винторезном станке модели 162К,
см. фиг. 293), но редко, так как обладают существенными недостатками. К числу
их относятся консольное крепление зубчатых колес (см., например, фиг. 293),
трудность хорошей и надежной смазки и тенденция паразитного колеса при не-
достаточно прочном закреплении трензельной доски либо расклинить ведущее и
ведомое колеса, либо выйти из зацепления — в зависимости от направления вра-
щения ведущего колеса и от расположения паразитного колеса.
Затягивание накидного колеса между двумя другими, оси которых неподвижны,
влечет за собой серьезную аварию трензеля, а самопроизвольный выход этого
колеса из зацепления — прекращение подачи (что, например, при нарезании винта
приводит к браку изделия и поломке резца) или неожиданное реверсирование.
Фиг. 574.
Поэтому конструкция крепления трензеля в установленном положении с помощью
гаек (см. фиг. 293, а также фиг. 574) или пружинного фиксатора должна полностью
исключать подобные случайности. Кроме того, относительное положение колес
трензеля рекомендуется выбирать с таким расчетом, чтобы момент, стремящийся
повернуть трензельную доску, был возможно малым.
Указанное свойство паразитного колеса плоского трензеля, вообще говоря, не-
благоприятное, удачно использовано в механизме автоматического реверсирования
шпинделей, примененном в ряде многошпиндельных головок.
Конструкция этого механизма схематически изображена на фиг. 575 [3].
Как видно из схемы, головка имеет шпиндели реверсируемые — для нарезания
резьбы метчиками и нереверсируемые — для развертывания. Все эти шпиндели
приводятся от одного центрального зубчатого колеса z, заклиненного на ре-
версируемом валу 1. Для того чтобы направление вращения нереверсируемых
шпинделей оставалось неизменным при обоих направлениях вращения ведущего
вала 1, паразитное колесо z' в отличие от неподвижных паразитных колес z" и z"
сидит на оси, укрепленной в одном плече коромысла 2, которое свободно посажено
на своем валу и может качаться на нем. При реверсировании вала 1 направление
окружного усилия, действующего на зубья паразитного колеса z^, меняется, и это
колесо устанавливается в одном из двух положений, показанных на схеме штрих-
точечными линиями, восстанавливая правое вращение нереверсируемых шпинделей.
Регулируемые упоры 3 и 5 колодки 4, укрепленной на другом плече коромысла 2,
ограничивают углы качания коромысла, что необходимо для правильного зацепления
паразитного колеса z'Q с каждым из сопряженных с ним колес и для устранения
опасности затягивания колеса г'й.
Малая жесткость трензелей с накидными зубчатыми колесами и затруднитель-
ность смазки их заставляют отдавать предпочтение цилиндрическим трензелям пер-
вых двух видов или коническим трензелям во всех случаях, где для расположения
их внутри коробки имеется достаточно места.
Конструкции реверсирующих механизмов г> >7
4. Конические трензели, составленные из конических зубчатых колес,
широко используются в станках самых различных типов, в механизмах рабочих и
быстрых подач, в механизмах обкатки и пр. Основное преимущество конического
трензеля — его универсальность в том отношении, что он одинаково применим при
любом относительном положении ведущего и ведомого валов, недостатки — срав-
нительно большие габариты при передаче больших крутящих
моментов и больший
шум, чем у цилиндрических трензелей. Как видно из схем
рых / и II — ведущий и ведомый
валы, причем первый вращается в
ней1менном направлении, а второй
должен реверсироваться, эти валы
могут быть соосны (схема а), парал-
лельны (штриховая линия на той же
схеме), взаимно перпендикулярны
(схема б) или оси их могут состав-
лять угол, отличный от 90° (схема в).
При одной и той же угловой скоро-
сти ведущего вала угловые скорости
ведомого могут быть одинаковы в
обоих направлениях (схемы а и б)
или различны (схемы в — е); в по-
следнем случае конструкция трензеля
осложняется.
Так же как цилиндрические трен-
зели, конические трензели обратимы
в том смысле, что реверсируемым
может быть сделан любой из валов
/ и 11.
Если реверсируемый вал — тихо-
ходный, то практически безразлично,
на каком из двух валов располагать
заклиненные зубчатые колеса; в про-
тивном случае по соображениям,
аналогичным приведенным на стр.592,
следует холостые колеса и сцепную
муфту располагать по возможности
фиг. 576, на кото-
Фиг. 576.
на реверсируемом валу.
Переключение с правого вращения на левое и обратно производится при по-
мощи муфты — кулачковой (фиг. 577, часть механизма подач револьверного станка;
или фрикционной (фиг. 578, фартук токарно-винторезного станка модели 162К)
либо передвижением блоков конических колес. В новейших моделях станков для
скоростной обработки с большим успехом применяются для этой цели эл. кгром.',;-
нитные муфты.
В технологическом отношении конический трензель сложнее цилиндрического:
он содержит обычно большее число деталей, точная расточка отверстий под
взаимно перпендикулярные, а в особенности наклонные валы более трудоемка, чем
расточка параллельных отверстий, монтаж конических колес трензеля таким
образом, чтобы вершины трех начальных конусов совпали, кропотлив. Эго
объясняет наблюдаемую в последние годы общую тенденцию заменять ко-
нические трензели, где это возможно, более простыми в изготовлении и дешевыми
цилиндрическими, сохраняя первые только для реверсирования валов, оси которых
перпендикулярны оси ведущего вала.
5. Планетарные реверсирующие механизмы позволяют, как
известно, не только реверсировать вращение, но и осуществлять вместе с тем
любые передаточные отношения — и очень большие, и очень малые; поэтому
в станках они применяются главным образом в цепях подач, где требуется боль-
598
Реверсирующие устройства
Конструкции реверсирующих механизмов
599
шое замедление для получения рабочих подач и реверсирование на быстрый обраю
ный холостой ход. Фиг. 579—580 иллюстрируют возможности использования в стан-
ках планетарных механизмов для целей реверсирования.
На фиг. 579 изображен шкив механизма подачи фрезерной каретки станка для
фрезерования пазов в длинных валах (длиной до 2360 мм), построенного одним
из отечественных станкозаводов. Шкив приводится от отдельного электродвигателя,
монтированного на боковой стенке станины. Помещенный внутри шкива планетар-
ный механизм состоит из четырех зубчатых колес с передаточным отношением
21 2, , 33 30 33
I —------------- = 7Г-. = ; колесо z, неподвижно закреплено в станине.
2j> £4 04
Шкив 2, сквозь который свободно проходит ходовой винт 3 подачи, может
быть связан с последним либо непосредственно, либо через планетарный механизм.
Если повернуть шестеренку 7 влево, кулачковая муфта 1 вместе с заклиненным
на ней фрикционным конусом 5 переместится влево до сцепления его с конусной
чашкой 6 шкива, и ходовой винт окажется связанным со шкивом. При повороте
шестерни 7 вправо фрикционная муфта выключится, а кулачки муфты 1 войдут
в сцепление с кулачками, профрезерованными на торце ступицы зубчатого колеса
следовательно, вращение будет передаваться винту от шкива, являющегося в дан-
ном случае водилом, через планетарный механизм. При числе оборотов шкива п
в минуту числа оборотов ходового винта будут равны -f- п при включении фрик-
ционной муфты и я (1 —/) = п(1 — при выключении кулачковой муфты.
\ 04/ 04
Таким образом, обратный холостой ход фрезерной каретки происходит со ско-
ростью, превышающей в 32 раза скорость рабочей подачи. При длине вала
около 2400 мм это дает значительную экономию времени на холостые хода.
На фиг. 580 изображено реверсирующеее устройство, применяемое в одной из
новых моделей гайконарезных станков для реверсирования ходового винта, кото-
рый производит подачу шпинделя. На шлицевом конце ведущего вала 10 сидит
центральное солнечное колесо zt. Сателлиты z2 свободно сидят на осях 11,
которые связывают конусы 4 и 5, снабженные фрикционной обкладкой; таким
образом, эти конусы играют роль водила планетарного механизма. Кольцо г8
с внутренними зубьями скреплено винтами с чашкой 3, заклиненной на шпин-
деле 2. На конце его сидит на шпонке ведущее коническое колесо 1 передачи
к ходовому винту.
Управление обоими фрикционными конусами — для включения рабочего хода 5
и реверсирующим 4 — осуществляется сжатым воздухом, который поступает в по-
лость кожуха позади одной из диафрагм 7а или 76 из синтетической резины и
перемещает в ту или другую сторону плавающее полое колесо 6, а вместе с ним
шарикоподшипник 8 и гильзу 9, свободно надетую на вал 10 и связанную с цен-
тральным колесом zx.
При подаче воздуха в левую полость, позади диафрагмы 7а, детали 6, 8, 9
и zx перемещаются вправо, и включается конус 5. При этом оси 11 сателлитов
600
Реверсирующие устройства
останавливаются, и планетарный механизм работает как простая зубчатая пере-
дача с отношением-------•• -------------=-----—, т. е. шпиндель 2 и коническое
2^2 2g —
колесо 1 вращаются со скоростью, вдвое меньшей скорости ведущего вала 10.
После окончания рабочего хода шпинделя распределительный кран переключает
воздух в полость позади диафрагмы 76, фрикционный конус 4 включается в чашку 3,
и колеса zx — — z3 вращаются как одно целое; следовательно, шпиндель 2 и
колесо 1 вращаются со скоростью ведущего вала 10 и в одном направлении с ним
(холостой ход).
От конструкции, описанной выше, последняя выгодно отличается тем, что бла-
годаря участию фрикционов в работе механизма в обе стороны нет надобности
вводить в кинематическую цепь отдельные устройства для предохранения от пере-
грузки.
При сопоставлении варианта планетарного
реверсирующего устройства с другими меха-
низмами того же назначения необходимо при-
нимать в расчет потери энергии в планетарном
механизме, которые зависят от его схемы, а
также и исполнения и могут быть относительно
велики. Низкий к. п. д. механизма может не
иметь практического значения при очень малой абсолютной величине мощности
привода. Следует считаться и с тем, что сборка планетарных механизмов, подоб-
ных, например, изображенному на фиг. 580, довольно трудоемка.
В некоторых современных станках эпициклические механизмы (планетарные
и диференциальные) используются в приводе для осуществления рабочих и холо-
стых движений с сильно разнящимися скоростями; в подобных случаях основной
функцией такого механизма является преобразование скорости (как правило, боль-
шое понижение ее), а не реверсирование. Нередки поэтому конструкции при-
вода, в которых эти механизмы используются так, что реверсирование произ-
водится не эпициклическим механизмом, а электродвигателем, переключаемым на
вращение в обратную сторону.
6. Червячные реверсирующие механизмы находят в современных
станках самое ограниченное применение и поэтому подробнее здесь не рассматри-
ваются. Принцип работы подобных устройств поясняется схемой фиг. 581, на ко-
торой цифрой I обозначен ведущий, а II — ведомый реверсируемый вал. Упра-
вление муфтами а и b должно быть обязательно сблокировано так, чтобы одно-
временное включение их было невозможно.
Расчет реверсирующих устройств рекомендуется производить при-
нимая во внимание переменность действующих во время реверсирования усилий,
следовательно, вводя в расчет коэфициент срока службы и переменности режима
по обшему методу, разработанному д-ром техн, наук проф. Д. Н. Решетовым.
При невозможности достаточно точной оценки этих величин для проектируе-
мого станка приходится вести расчет с запасом, исходя из наибольших действую-
щих усилий, главным образом — сил инерции во время реверсирования.
ЛИТЕРАТУРА
1. Энциклопедический справочник „Машиностроение", т. 9, гл. II, Машгиз, 1949.
2. В. Т. Быбышев и В. П. Андреев, Основные задачи в области электрификации
металлорежущих станков, „Станки и инструмент" № 9, 1916.
.1 . Г. Е. В а й н е р, Механизм автоматического реверса, „Станки и инструмент" № 4/5,
♦945.
4. П. Ф. Дунаев, Технологическая реконструкция токарно-винторезного станка 1615,
„Вестник технической информации НКСС" № 25/24, 1945.
5. Р. Ф. Н о в о с а д, Станок для фрезерования пазов в валах, „Вестник технической
информации НКСС" № 4/5, 1945.
ГЛ АВ Л XIV
СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ СТАНКОВ
§ 74. ФУНКЦИИ СИСТЕМ УПРАВЛЕНИЯ. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ
К УПРАВЛЕНИЮ, И СПОСОБЫ УДОВЛЕТВОРЕНИЯ ИХ
Эксплуатационные качества станка и, в частности, его производительность и
надежность работы в очень значительной степени зависят от того, насколько
удачно сконструирована система управления им. В зависимости от характера
выполняемого станком процесса и от обусловленной этим конструкции станка
система управления распадается на ряд цепей, функциями которых являются:
а) пуск и остановка электродвигателей станка;
б) включение и выключение главного движения;
в) включение и выключение движений подачи;
г) изменение скоростей главного движения по величине и по направлению
(переключение и реверсирование скоростей главного движения);
д) изменение скоростей подач по величине и по направлению (переключение
и реверсирование скоростей рабочих подач, включение и реверсирование быстрых
холостых перемещений узлов подачи);
е) включение и выключение установочных перемещений при наладке станка;
ж) зажим и освобождение инструмента и изделия;
з) зажим и освобождение отдельных узлов станка, например, стойки, попере-
чины, колонны, задней бабки, делительной бабки, фрезерной или сверлильной
головки и т. п.;
и) пуск и останов агрегатов для смазки станка и для охлаждения режущим
инструментов;
к) управление циклом работы вспомогательных устройств — магазинов автома-
тов, периодически действующих делительных механизмов, устройств для алмаз-
ной правки абразивных кругов и т. п.
Как видно из этого перечня, функции системы управления довольно много-
численны и разнообразны, если даже не все перечисленные операции требуются
в проектируемом станке. Соответственно выполняемой ими функции одни из цепей
управления должны быть вполне независимы от остальных, другие цепи должны
быть взаимно связаны — сблокированы. Например, у некоторых станков пуск дол-
жен быть невозможен, если определенные узлы станка закреплены недостаточно
надежно; во многих станках система управления должна быть сконструирована
таким образом, чтобы одновременно с пуском станка включались насосы смазки
и охлаждения. Во фрезерных станках сначала должен включаться шпиндель и
лишь затем движение подачи, а выключение должно происходить в обратном по-
рядке во избежание поломки инструмента и повреждения обрабатываемой заго-
товки. В круглошлифовальных станках радиальная подача должна автоматически
выключаться в случае прекращения круговой подачи шлифуемой заготовки и т. д.
Понятно поэтому, что система управления в целом представляет нередко слож-
ное сочетание различного рода устройств — механических, электрических, гидра-
влических, пневматических, причем иногда в одном и том же станке используются
все или почти все эти средства.
602 Системы управления механизмами станков
Конструкция узлов станка может получиться эксплуатационно и технологи-
чески рациональной в том случае, если вся система управления разработана
в основном уже на стадии эскизного проектирования, а каждая цепь ее проекти-
руется одновременно с управляемым ею узлом станка. Последующее встраивание
механизма управления в спроектированный узел ограничивает выбор конструктив-
ного решения располагаемым свободным местом и приводит обычно к такому
загромождению узла деталями управления, которое уменьшает надежность его ра-
боты, затрудняет осмотры и ремонт.
Степень автоматизации системы управления определяется характером цикла
работы станка и выбранным соответственно этому типом конструкции. В совре-
менных станках она колеблется в пределах между: а) вполне автоматизированным
управлением, когда станок, пущенный нажатием кнопки или поворотом рукоятки,
работает дальше без всякого участия рабочего в управлении (магазинные авто-
маты), и б) полностью ручным управлением (универсальные станки). Общая тен-
денция современного станкостроения в этой части направлена в сторону автома-
тизации по крайней мере некоторых операций управления (автоматизация оста-
новки станка после окончания обработки, периодического деления и пр.) и макси-
мального упрощения остальных операций, выполняемых вручную.
Следует иметь в виду, что непрерывное увеличение относительного количе-
ства автоматов и полуавтоматов в типаже современных станков ведет к тому,
что решающее значение приобретают в станкостроении системы автоматического
управления—централизованная (независимая, или система временного контроля)
и система путевого контроля (зависимая). В системах первого типа команда на
управление каким-либо исполнительным органом выполняется независимо от его
положения и от того, выполнена ли предыдущая команда. В системах путевого
контроля команда исполнительным органом выполняется в зависимости от его
положения.
Управление по каждой из этих систем может быть построено по довольно
многочисленным и разнообразным схемам; таким же разнообразием отличается и
конструктивное выполнение их. Находят в станках некоторое применение и ком-
бинированные системы, представляющие сочетание обеих указанных систем —
централизованной и путевого контроля (см. [6], [7]).
Постепенно возрастает также число станков с программным управлением, т. е.
с принудительным автоматическим осуществлением цикла по определенному за-
кону посредством сменной части, задающей этот закон. Для этой цели может
быть применен, например, барабан (валик), сходный с контроллерным; на поверх-
ности его прикреплены медные полоски, каждая из которых при вращении бара-
бана замыкает соответствующую электрическую цепь, выполняющую вполне опре-
деленную функцию управления. Вместо такого барабана можно применить также
металлический или картонный диск, бумажную перфорированную ленту и т. п.
Эти системы изучаются в разделе „Автоматы и полуавтоматы” курса „Металло-
режущие станки” и поэтому здесь не рассматриваются.
Чрезвычайно важное значение приобретает задача автоматизации управления
при проектировании новых моделей станков в связи с быстрым распространением
в промышленности Союза ССР скоростных методов обработки металлов резанием.
Уменьшение при этом машинных времен требует соответственного уменьшения
вспомогательного времени, затрачиваемого на управление станком. Это необхо-
димо учитывать при разработке системы управления для станков новых моделей
всех типов.
К системе управления станком должен быть предъявлен ряд требований, обу-
словленных необходимостью обеспечить высокие эксплуатационные качества станка
и, что еще важнее, полную безопасность и минимальное утомление рабочего-ста-
ночника. Эти требования сводятся к следующему.
1. Быстрота управления. На операции управления должно затрачи-
ваться тем меньше времени, чем чаще они производятся, для того чтобы умень-
шить непроизводительные потери времени. Это требование приобретает тем боль-
Требования к управ.и'ншо 603
шую важность, чем короче периоды резании с неизменным режимом и чем меньше
штучное время. Используя для импульса соленоиды, гидравлические и пневмати-
ческие сервоустройства, можно достигнуть чрезвычайно высокой быстроты дей-
ствия цепей управления. Тем же стремлением к сокращению времени на управле-
ние обусловлено также применение в станках систем управления с предваритель-
ным набором скорости главного движения или подачи (см. § 78).
Быстрота действия механической цепи с ручным управлением зависит в нема-
лой степени от правильной конструкции этой цепи, конструкции и расположения
ручных органов управления, требуемого о г рабочего усилия, от удобства и мнемо-
ничности управления.
2. Легкость и удобство манипулирования ручными органами упра-
вления. Если этими качествами система управления не обладает, то затраты вре-
мени на управление возрастают, обслуживание станка утомительно для рабочего,
и он стремится пользоваться этими органами возможно реже; поэтому он не всегда
будет устанавливать наивыгоднейший режим резания, в особенности если пере-
ключения нужно производить часто, как это требуется, например, при работе на
револьверных станках.
Для того чтобы сделать легким и удобным манипулирование ручными орга-
нами, что особенно важно, если не исключена возможность обслуживания станка
женщиной или подростком, нужно принимать в расчет при конструировании си-
стемы управления следующие соображения.
Усилие, прилагаемое рабочим для выполнения операции управления, должно
быть тем меньшим, чем чаще производится эта операция. По действующим техни-
ческим условиям „усилия на рукоятках и маховичках механизмов передвижения не
должны превышать 8 кг, а при наличии возможности производить эти передви-
жения также механическим путем — 16 кг“. В современной практике проектирова-
ния станков для предельного усилия принимают нередко значение 6 —6,5 кг, при-
чем, если операция управления производится часто, этот предел уменьшают до
4,5 кг, а в случаях, когда органу управления нужно сообщать также перемеще-
ния для точной установки или точной периодической подачи,—до 2,5—2,3 кг.
Величина наибольшего допустимого усилия зависит отчасти от зоны располо-
жения и от направления движения рукоятки, рычага и т. п. (см. ниже).
Соответственно принятой величине ручного усилия должны выбираться плечо
приложения его, т. е. длина рукоятки, диаметр маховичка и т. д., и передаточ-
ное число цепи ручного управления.
Ручное усилие может быть сведено к минимуму при применении сервоустройств.
Наилучшим в этом отношении является электрическое, электрогидравлическое или
электропневматическое кнопочное управление. В принципе систему управления
можно сконструировать таким образом, чтобы любое необходимое движение осу-
ществлялось легким нажатием соответствующей кнопки. Такое решение не всегда,
однако, выгодно в отношении как стоимости системы управления, так и надеж-
ности ее работы.
Управление станком можно иногда облегчить и вместе с тем сделать более
удобным, если заменить ручное управление педальным; нога развивает усилие
большее, чем рука (отчасти за счет участия веса тела), а кроме того, благодаря
большему расстоянию между органом управления и управляемой частью станка
легче сконструировать рычажную систему с большим передаточным числом. Пе-
дальное управление удобно, однако, лишь в тех случаях, когда позиция рабочего
у станка неизменна и он может обслуживать машину сидя. При длительности да-
вления ноги на педаль больше ~ 3 сек. управление становится утомительным для
рабочего.
Немаловажным фактором удобства и легкости управления являются рациональ-
ные размеры, форма и расположение той части органа управления, за которую
рабочий берется рукой. Экспериментальные исследования, произведенные в СССР,
показали большое значение „ухватистости" органов ручного управления. Так, на-
пример, из различных поворотных ручек наименее рациональными оказались ручки
•604
Системы управления механизмами станков
с тремя и пятью выступами: при нечетном числе выступов один из них врезается
в средний палец, и плечо момента, развиваемого рукой, меньше, чем при четном
числе выступов. Удобство хватки зависит от формы, размеров и отделки ру-
коятки. Например, по опытным данным для рукояток с шариком на конце (см.
фиг. 595) наиболее удобны диаметры между 40 и 50 мм, для цилиндрических ру-
чек с фиксаторами (фиг. 603) наилучший диаметр — около 30 мм, а длина — не
менее 70 мм. Все рукоятки и маховички управления должны быть отполированы.
Ось поворота органа управления располагается в большинстве случаев: 1) го-
ризонтально в направлении к рабочему, занимающему свое место у станка, с орга-
ном управления, обращенным к рабочему; 2) вертикально, с органом управления
вверху; 4) горизонтально и приблизительно параллельно груди рабочего, с орга-
ном управления справа. Опыт эксплуатации и эксперименты показывают, что наи-
более удобно последнее расположение, наименее удобно — первое. Очень часто,
однако, приходится отступать от наилучшего рас-
положения по необходимости, например, вследствие
невозможности сконцентрировать все органы управ-
Фиг. 582.
ления в наиболее удобном месте из-за многочислен-
ности органов управления, необходимости разгрузить
правую руку рабочего и т. д. Нередко встре-
чается поэтому также расположение осей поворота
под углом, органов управления — слева и т. д. (см.
фигуры ниже).
Существенное значение имеет также зона, в кото-
рой расположены органы управления станком, т. е.
координаты этих органов по высоте, по фронту станка и по глубине. Опыт пока-
зывает, что при небольшом усилии управления наиболее удобная зона по высоте—
примерно 900—1100 мм, при большом усилии 700—900 мм. Аналогично можно
разграничить также зоны по глубине и по фронту станка (удобная боковая зона
от 0 до 600 мм, менее удобная боковая зона от 600 до 800 мм, неудобная
боковая зона — за пределами 800 мм, считая от правого плеча рабочего, зани-
мающего свое место у станка).
Приведенные цифровые значения пределов зон, установленные отечественными
исследованиями, следует рассматривать как средние: они зависят от роста рабо-
чего и пр. Некоторые станкостроительные заводы принимают для наиболее удоб-
ной зоны ширину 900 мм по фронту и высоту 250 мм, между 800 и 1050 мм
от пола (фиг. 582).
Понятно, что чем чаще рабочему приходится пользоваться определенным орга-
ном управления, тем важнее расположить его в удобной зоне. Это безусловно
необходимо в отношении органов, предназначенных для быстрой — аварийной —
остановки станка. Целесообразно по возможности отводить отдельные зоны для
органов управления, которыми рабочему приходится манипулировать во время ра-
боты станка (зона А на схематической фиг. 582), и для наладочных органов упра-
вления (зона В).
Учитывая физиологические различия правой и левой руки, следует располагать
органы управления для точных перемещений так, чтобы рабочему было удобно
управлять ими правой рукой. Остальные рукоятки, маховички, штурвалы и пр.
можно помещать в зоне управления также и левой рукой. Указанными различиями
объясняется, например, в значительной степени тенденция последнего времени
располагать стойку горизонтально-расточных станков, несущую шпиндельную бабку,
не с левой стороны, как в большинстве прежних конструкций, а с правой.
Органы управления должны быть расположены на станке так, чтобы обслуживаю-
щему его рабочему по возможности не приходилось покидать свое рабочее место
у станка или во всяком случае значительно удаляться от него. Это требование
не всегда выполнимо, например, вследствие больших размеров станка или потому,
что выполняемая операция заставляет рабочего для наблюдения за ходом обра-
ботки занимать различные позиции у станка.
Требования к управлению
605
Иногда органы управления перемещаются во время работы станка вместе с той
частью его, на которой они установлены, и уходят на довольно большое расстоя-
ние от рабочего в неудобную или недоступную для управления зону. Необходимо
во всех подобных случаях дублировать (если нужно, повторять в нескольких ме-
стах) кнопки и другие органы для мгновенной аварийной остановки станка; нужно
также дублировать по крайней мере важнейшие органы управления, располагая
второй, а иногда и третий комплект их в тех местах, где чаще всего будет на-
ходиться рабочий при обслуживании станка. Задача решается удобнее всего при-
менением подвесных кнопочных станций (постов). Такие станции подвешиваются к
скрепленной шпагатом
583.
поворотному кронштейну или к штанге и могут легко приводиться в положение,
удобное для рабочего.
Вид простейшей подвесной станции с 2—10 кнопками к многорезцовому кару-
сельному станку отечественной конструкции показан на фиг. 583. Более сложная
подвесная станция изображена для примера на фиг. 584. Она предназначается для
управления большим горизонтально-расточным станком с диаметром шпинделя 150 жж.
Разнообразие операций управления, которые можно производить с кнопочных стан-
ций, видно из фиг. 584.
Органы управления не должны быть разбросаны по разным местам станка, так
как это затрудняет обслуживание. Однако концентрация всех этих органов на
очень малой площади также не рекомендуется: при чрезмерно тесном расположе-
нии рукояток, маховичков и пр. манипулирование ими становится неудобным для
рабочего, а иногда и небезопасным. Вопрос о наивыгоднейшем в этом смысле раз-
мещении органов управления представляет задачу, решаемую индивидуально в ка-
ждом случае проектирования. Степень концентрации органов управления нередко
ограничивается также большими расстояниями между отдельными узлами станка
и необходимостью избегать чрезмерно длинных цепей механического управления.
3. Мнемоничность управления, т. е. такое устройство его, которое
освобождало бы рабочего от излишнего напряжения памяти, не заставляя его вспо-
минать, где находится тот или иной орган управления, в какую сторону и на
сколько следует его повернуть или передвинуть, чтобы произвести требуемое
изменение скорости резания или подачи, Перестановку салазок, супорта, стойки
Фиг. 584.
606 Системы управления механизмами станков
Требования к управлению
607
и т. д. Иначе не могут быть достигнуты ни быстрота, ни легкость управления
станком. Наилучшими в этом отношении являются такие конструкции системы упра-
вления, которые полностью разгружают память рабочего, благодаря чему он мо-
жет сосредоточить все свое внимание на наблюдении за ходом обработки.
Мнемоничность управления достигается выполнением следующих основных
условий.
а) Согласованием направления движения руки с направлением движения упра-
вляемой части станка. Если рукоятка, маховичок, штурвал поворачиваются в пло-
скости, параллельной перемещению управляемого узла или детали станка (пере-
дача зубчатым колесом или сектором на
рейку и т. п.), то ближайшая к этому узлу
часть органа управления -- рукоять рычага,
часть обода маховичка и т. п. — должны
поворачиваться в одном направлении с пере-
мещаемым узлом или деталью станка (см.
схемы на фиг. 585 и 586).
Если орган управления поворачивается в
плоскости, перпендикулярной к перемещению
той части станка, которой он управляет
(передача винтом), то при вращении этого
органа вправо (по часовой стрелке) управляемая им часть станка должна дви-
гаться удаляясь от него (или приближаясь к месту, занимаемому ею во время
работы станка), как схематически показано на фиг. 587, а.
Если орган управления поворачивается на оси, перпендикулярной к направлению
движения перемещаемой им части, то при вращении этого органа по часовой стрелке
указанная часть станка должна перемещаться вправо или вверх (фиг. 587, б и а).
а)
Фиг. 587.
Наконец, если ось вращения управляющего органа составляет с направлением
движения перемещаемой части угол, меньший 3()°, применяется первое правило,
при угле, большем 60е', — второе правило. Других углов наклона, для которых
правила не стандартизуются, рекомендуется избегать.
Приведенные здесь правила предписаны ОСТ 20186-40 „Направление движе-
ний в станках" для всех движений, производимых рабочим вручную для уста-
новки инструмента в начале работы и для подвода изделия к инструменту либо
инструмента к изделию. Соблюдение их обязательно при проектировании универ-
сальных станков и их модификаций (специализированные станки). Что касается
специальных станков, автоматов и полуавтоматов, то для них эти правила хотя
и не обязательны, но рекомендуются.
Приложение этих общих правил согласования управления движениями к стан-
кам различных типов показано на схематических фиг. 588 и 589, которые взяты
из названного выше ОСТ. Органы управления и управляемые ими части станков
обозначены на обеих фигурах одинаковыми цифрами, стрелками поясняется согла-
сование движений. Чтобы соблюсти приведенные выше правила, приходится иногда
вводить лишнее паразитное колесо в цепь передач между органом управления и
соответствующей частью станка, применять винт с левой резьбой (примеры: винт
поперечной подачи супорта и винт задней бабки токарных станков) и т. п.
Электрические кнопки, при нажатии которых соответствующая часть станка
получает перемещение вправо, следует располагать на правой стороне панели;.
608
Системы управления механизмами станков
аналогично на левой стороне панели нужно располагать кнопки для перемещения
влево.
б) Мнемоничности управления очень способствует сообразование формы ручки
(рукояти) органа управления с функцией, выполняемой этим органом. Так, напри-
Фиг. 588
мер, в одном вертикально-фрезерном станке прямые цилиндрические ручки с накат-
кой применены для изменения скоростей шпинделя и стола (подач), шаровые
ручки — для включения автоматических движений шпинделя и стола, ручки удли-
ненной формы — для зажима шпиндельной головки, пиноли, шпинделя, консоли,
Фиг. 589.
а маховички с ручкой — для ручных перемещений пиноли и стола. Благодаря
этому рабочий берется, не глядя, за требуемую ручку также и при тесном распо-
ложении органов управления.
в) Если для установки желаемой скорости резания и подач приходится мани-
пулировать несколькими рычагами, каждый из которых может к тому же занимать
три-четыре положения, как это нередко бывает при многорычажных (многорукоя-
точных) системах управления, то на станке необходимо поместить таблички, ука-
зывающие положения рычагов для каждого числа оборотов шпинделя и каждой
пэдачи.
Цифры на табличках, шкалах (лимбах), указателях и т. п. должны быть рас-
положены в последовательном порядке, чтобы на отыскание нужной цифры рабо-
чий затрачивал минимальное время.
Требования к управлению
609
г) Степень мнемоничности системы управления зависит от числа органов упра-
вления, которыми должен манипулировать рабочий при обслуживании станка.
Нередки такие конструкции управления, при которых для установки требуемого
числа оборотов шпинделя или подачи приходится изменять положения трех, пяти,
а иногда и большего числа органов управления
Фиг. 590.
В станке 1Д62, например, управление 18 скоростями шпинделя производится
тремя рукоятками (/, 2 и 5 на фиг. 590), в модернизованной модели 1Д62М
того же станка число этих рукояток уменьшено до двух (7 и 3 на фиг. 591), что,
однако, не является еще пределом.
Немало таких зарубежных конструкций станков, в которых число рукояток
настолько велико, что работа на станке очень сильно утомляет рабочего, заста-
Фиг. 591.
вляя его чрезмерно напрягать память. Так, например, некоторые модели горизон-
тально-расточных станков фирм Ричардс, Беннет-Уэбстер и др. имеют от 27 до 34
органов управления, тогда как наш станок того же назначения модели 265Г имеет
всего лишь семь рукояток. На одном из наших станкозаводов была разработана
система управления 21 ступенью скорости шпинделя и 19 скоростями подачи
стола фрезерного станка с помощью всего лишь одной рукоятки. Число таких
примеров, взятых из практики отечественных станкозаводов и конструкторских
бюро, можно было бы значительно увеличить.
Очевидно, что запоминание управления тем труднее и затраты времени на пе-
реключение тем больше, чем больше количество органов управления. Понятна по-
этому общая тенденция современного станкостроения в сторону уменьшения этого
количества, что достигается сокращением числа органов управления, падающих на
одну функцию — на изменение скорости главного движения, скоростей подач(про-
дольной, поперечной, вертикальной) различных частей станка — супорта, бабки,
шпинделя и пр. Наилучшей в этом отношении является такая система, при кото-
39 Ачеркан 13S6
t> 1 0 Системы управления механизмами станков
Р>>й для включения любой скорости приходится действовать лишь одним органом
управления (см. стр. 627, системы однорычажного управления) или при кнопочном
управлении нажимать одну кнопку.
Другой путь сокращения количества органов управления станком — сосредото-
чение в одной рукоятке, маховичке и т. и. нескольких различных функций. Так,
например, в одной из прежних моделей (Р-110) горизонтально-расточных станков
нашего станкозавода одной и той же рукояткой приходится манипулировать при
настройке подачи шпинделя, продольной подачи стола, вертикальной подачи бабки
и подачи супорта планшайбы. Сосредоточение нескольких функций в одном органе
не нарушает мнемоничности управления и не осложняет его, если эти функции
одноименны или родственны: например, в горизонтально-расточном станке может
оказаться целесообразным сосредоточить реверсирование подач шпинделя, шпин-
дельной бабки и стола в одном органе управления. Напротив, если эти функции
разноименны, не связаны между собой, как, например, настройка числа оборотов
шпинделя и настройка подачи, то объединение их в одном органе не всегда це-
лесообразно: мнемоничность управления может ухудшиться, а кроме того, для
независимой настройки скорости шпинделя и скорости подачи приходится манипу-
лировать не только объединяющим, но и другими органами управления. Если же
несколько операций управления должны производиться одновременно или в опре-
деленной последовательности во времени, то объединение таких функций в одной
рукоятке или кнопке не только целесообразно, но нередко и необходимо. Так,
например, при обслуживании круглошлифовального станка рабочему нужно после
закрепления шлифуемой заготовки в патроне или в центрах: 1) пустить шпиндель
изделия, 2) включить насос охлаждения, 3) включить продольную подачу стола
и 4) подвести шлифовальный круг к заготовке. Поэтому вполне целесообразно
будет объединение всех этих операций управления в одном органе, как это и
практикуется в некоторых современных моделях. Такое объединение особенно
легко осуществимо при кнопочном управлении: нажатием одной кнопки включаются
все необходимые движения, например, вращение фрезерного шпинделя, пуск смазки
и охлаждения и быстрый подвод стола из положения загрузки в положение начала
рабочей подачи. Объединение управления разноименными функциями в одном органе
допустимо также в тех случаях, когда система управления автоматизирована на-
столько, что ошибки управления практически исключены.
Произведенные исследования и опыт эксплуатации станков с различными си-
стемами управления убеждают в том, что уменьшение общего количества органов
управления целесообразно лишь до известного предела, определяемого тем тре-
бованием, чтобы в одном и том же органе управления не было сосредоточено слиш-
ком много одноименных или родственных либо более двух разноименных функций.
4. Безопасность управления. Система управления при любой конструк-
ции ее должна гарантировать максимальную безопасность как рабочего, обслужи-
вающего станок, так и самого станка. Особую важность имеет, конечно, первое
требование. Следует здесь отметить, что в конструкциях заграничных станков ему
придается гораздо меньшее значение, чем предохранению станка от аварий. В этом —
одно из глубоких различий в подходе конструктора к разработке системы упра-
вления станком в условиях социалистической промышленности СССР, с одной
стороны, и в условиях капиталистического хозяйства — с другой.
Для обеспечения безопасности и охраны здоровья рабочего органы управления
должны быть расположены, как было упомянуто выше, в удобных зонах упра-
вления, сконцентрированы, а где это нужно, и дублированы, чтобы рабочему не
приходилось много ходить вокруг станка.
Таблички должны иметь четкие обозначения, надписи и цифры и расположены,
если возможно, под углом 20—60° к горизонтальной плоскости, чтобы рабочему
не нужно было напрягать зрение при пользовании табличками.
Ручки органов управления следует располагать на достаточном расстоянии от
соседних поверхностей станка и от других органов управления, чтобы предохра-
нить руки рабочего от увечий; при слишком тесном расположении рычагов имеется
Требования к управлению 611
еще и га опасность, что рабочий, манипулируя каким-нибудь одним рычагом или
маховичком, может случайно задеть другой орган управления и произвести таким
образом ненужное переключение. Одинаковые по форме органы ручного управле-
ния, выполняющие различные функции, не следует располагать слишком близко
apyi к другу.
Необходимо по возможности избегать такой конструкции управления, при ко-
торой некоторые из маховичков, штурвалов и тому подобных органов управления,
расположенных в зонах обслуживания, вращаются во время работы станка. Это
может быть осуществлено, например, при помощи пружин, которые, после того
как рабочий произвел необходимую манипуляцию, отжимают назад маховичок,
разъединяя таким образом этот орган управления и его валик, или путем автома-
тического разрыва какой-либо связи в цепи управления другим способом. Если
избежать вращения органов управления во время работы станка почему-либо
нельзя, то они должны иметь форму маховичка без ручек, а желательно и без
спин; вращающиеся штурвалы (крестовые рукоятки) представляют особенно серьез-
ную опасность для рабочего.
Электрические кнопки и поворотные переключатели должны быть утоплены
в крышке или защищены стенкой, кольцами и т. п. Это требование не относится
к кнопкам „Стоп“. Расстояние между кнопками должно быть настолько большим,
чюбы рабочий не moi случайно задевать их.
Для предупреждения аварий станка, которые могут быть вызваны конструк-
цией системы управления или ошибками рабочего, пользующегося ею, применяются
следующие мероприятия, подробнее рассмотренные ниже.
а) Фиксирование органа управления в каждом из занимаемых им положений
с целью предупредить самопроизвольное или случайное включение, выключение
или переключение его.
б) Блокировка механизмов управления, г. е. создание таких связей между
отдельными цепями управления, которые делают невозможным: 1) одновременное
включение двух несовместных движений (например, в токарно-винторезном станке—
включение продольной подачи супорта одновременно от ходового валика и от
ходового винта); 2) включение лишь одной из нескольких определенных цепей
(например, во фрезерном станке ~- включение подачи стола при неподвижном
шпинделе или выключение шпинделя при продолжающейся подаче стола, во мно-
гих станках -- включение движений резания и подачи при незакрепленной попере-
чине, стойке, головке и пр., при невключепных насосах смазки и охлаждения).
в) Ограничители установочных перемещений, не позволяющие переместить
супорт, головку, поперечину или другую часть с ганка дальше ее безопасного
предельного положения.
г) Сигнальные устройства, коюрые посредством светового или звукового си-
гнала извещают о возможности пустить станок или включить определенные цепи
ею (например, сигнализируя о достаточно надежном закреплении обрабатываемой
заготовки или узла станка) или, напротив, о необходимости предварительно про-
извести ту или иную операцию управления (например, остановить станок вслед-
ствие неполадки в работе системы смазки, системы охлаждения, вследствие чрез-
мерного нагревания подшипников или направляющих, для заправки новых прутков
в автомат; изменить режим резания вследствие чрезмерной перегрузки станка и т. п.).
5. Точность системы управления. Точность перемещений, произво-
димых различными органами управления, может быть весьма различной. В одних
случаях достаточна точность, измеряемая миллиметрами, как, например, при под-
воде или отводе салазок супорта, при установке задней бабки токарного станка,
при установке супорта продольно-строгального станка на поперечине, при вклю-
чении автоматической подачи на многих станках. В других случаях необходимая
точность перемещений измеряется сотыми или даже тысячными долями миллиметра,
например, при периодической подаче на глубину резания в токарных, шлифоваль-
ных и многих других станках, при установке заготовки относительно инструмента
в зубообрабатывающих станках и г. п. Такие точные перемещения производятся
Системы управления механизмами станков
обычно при помощи маховичка или поворотной ручки и точно нарезанного вины.
Требуемая точность обеспечивается круговой шкалой с нониусом или при доста-
точно малой цене деления без нониуса, либо линейной шкалой, расположенной в со-
ответствующем месте станка.
Чем шаг резьбы винта меньше, тем более крупными для одного и того же
перемещения могут быть деления шкалы. Зазоры в сопряжении винта с гайкой
должны быть минимальными. По действующим техническим условиям на изгото-
вление станков мертвый ход подающих винтов не должен превышать при непо-
средственной передаче */40 полного оборота маховичка, а мертвый ход маховичков
ручного перемещения и переключающих рукояток 1j20 оборота; следовательно,
при проектировании механизма управления нужно предусмотреть возможность ком-
пенсации чрезмерной игры, если только по условиям работы можно ожидать за-
метного износа в сопряжениях. Иногда оснований для таких опасений нет, или
точность работы данной цепи управления не играет роли, или, наконец, эта цепь
используется лишь для грубой установки соответствующей части станка, а окон-
чательная установка ее производится с помощью другой цепи управления; во всех
таких случаях предусматривать компенсацию мертвых ходов следует только тогда,
если они могут повлечь за собой смещение детали или узла станка во время
работы, например, когда установленная часть не зажимается на месте
В каждом конкретном случае необходимую и достаточную точность работы
цепи управления можно установить исходя из выполняемой ею функции, из усло-
вий работы обслуживаемого ею узла станка и из влияния точности установки или
перемещений этого узла на точность размеров и чистоту поверхности изделий,
которые будут обрабатываться на проектируемом станке.
§ 75. ВЫБОР СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ И ЕЕ КОНСТРУКЦИИ
Система управления станка слагается из некоторого числа отдельных цепей
управления, независимых или взаимно связанных (сблокированных). Каждая из
этих цепей выполняет в станке определенную функцию и состоит из:
а) управляющего органа (элемента), получающего в должный момент никла
команду от датчика;
б) элементов и передач, назначением которых является передача команды, по-
лученной управляющим органом, исполнительному органу, производящему необхо-
димое движение управления; эта передача сопровождается обычно преобразованием
перемещения управляющего ортана по величине и по направлению, а одновременно
и усилия, приложенного к этому органу;
в) исполнительного органа.
Датчиком команды может быть рука или нога рабочего, обслуживающего станок;
упор, движущийся вместе со столом, салазками, стойкой и т. п. или со специально
предусмо1 ренной деталью станка (вращающийся диск с упорами); кулак на рас-
пределительном валу автомата; копир в форме модели или графического шаблона
(„чертежа"); движущаяся перфорированная лента с соответственно расположен-
ными отверстиями, через которые проходит сжатый воздух, сообщающий толчок
золотнику, и т. д.
Для передачи команды исполнительному органу цепи управления могут быть
использованы — ив действительности используются в современном станкострое-
нии — механические элементы и передачи, аппаратура электрическая, гидравличе-
ская и пневматическая в самых разнообразных сочетаниях. В отдельных конструк-
циях используется, наконец, и оптическая связь в форме узкого пучка лучей,
непрерывно, но с различней силой или периодически освещающего фотоэлемент,
что приводит к соответственным изменениям силы фототока, и т. д. Быстрое рас-
пространение в системах автоматического управления станков получила в последние
годы электронная аппаратура, позволяющая автоматически управлять сложными
циклами работы и постоянно поддерживать наивыгоднейший режим обработки,
следовательно, гарантирующая полное использование станка.
1’ыбор cue гемы управления и ее конструкции G13
Исполнительный орган щпи управления, непосредственно осуществляющий тре-
буемое движение соответствующей части станка, имеет в большинстве случаев
форму механического элемента, например, рычага, гайки, рейки, вилки и т. д.
Иногда, однако, такого органа в цепи управления вообще нет, и его функцию
выполняет масло под давлением или сжатый воздух, непосредственно воздействуя
на перемещаемую часть, как эго имеет место, например, в пневматическом патроне
или в гидрофицированной задней бабке.
Вопрос о выборе системы управления необходимо решить уже на первых
стадиях проектирования нового станка на основе данных технического задания,
так как сделанный выбор в значительной степени предопределяет компоновку ряда
узлов станка.
Если проектируемый станок предназначается для крупносерийного или массо-
вого производства, то управление им должно быть, как правило, полностью или
почти полностью автоматизировано, т. е. станок должен быть сконструирован как
автомат или полуавтомат. Это гарантирует такую строгую ритмичность повторения
циклов, которая не может быть достигнута при ручном управлении, утомительном
к тому же, если рабочий цикл состоит из коротких по времени операций. В ма-
газинных автоматах после нажатия кнопки „Пуск“ циклы повторяются без вся-
кого вмешательства рабочего в управление. При обслуживании полуавтомата рабо-
чему приходится производить операции управления, связанные со снятием обрабо-
танного изделия, установкой и закреплением очередной заготовки, а также возоб-
новлять каждый цикл вручную нажатием кнопки или поворотом рычага. В рота-
ционных полуавтоматах отпадает и эта операция ручного управления.
В универсальных станках доля операций ручного управления колеблется в
широких пределах. В некоторых станках этого рода, например, в быстроходных
станках для сверления малых отверстий, в малых фрезерных, во многих заточных
станках, управление всеми функциями, в том числе и рабочая подача шпинделя
и ги стола производится вручную. В других универсальных станках относитель-
ное количество ручных операций управления меньше и зависит от характера
работы. Универсальные станки могут работать и как полуавтоматы; для примера
можно назвать протяжные, зубообрабатывающие, шлифовальные, притирочные
станки.
Применяя различного рода автоматизирующие элементы или устройства, иногда
очень несложные, можно сократить число операций управления, выполняемых
вручную, до минимума, а иногда и превратить неавтоматический станок в полу-
автомат или даже автомат. Так, например, очень широко применяются в самых
разнообразных станках остановы, выключающие станок после окончания обработки,
блокировочные устройства, автоматически включающие и выключающие насосы
смазки и охлаждения вместе с пуском и остановкой станка.
Наивыгоднейшую степень автоматизации управления проектируемого станка
можно установить в каждом отдельном случае, сопоставляя обусловленное авто-
матизацией осложнение конструкции, а отсюда увеличение трудоемкости, стоимости,
иногда и уменьшение эксплуатационной надежности станка, с одной стороны,
с достигаемыми этой автоматизацией экономическим эффектом и облегчением
обслуживания — с другой. В общей форме этот вопрос не может быть решен как
вследствие чрезвычайно большого разнообразия типов станков, так отчасти и
о кшу, что один и тот же токарный, фрезерный, сверлильный или другой станок
используется одними потребителями в ремонтном цехе, другими — для изготовления
мелких, третьими — для сравнительно больших партий изделий, т. е. для работ,
сильно различающихся по характеру и по серийности. Поэтому возможны лишь
общие указания в этом отношении.
Автоматизация переключений чисел оборотов шпинделей и скоростей подач
связана обычно с довольно значительным осложнением конструкции и удорожанием
станка; она вполне оправдывается в станках, которые предназначены для крупно-
серийного или массового производства и поэтому в действительности и строятся
как полные автоматы или полуавтоматы.
614
Системы управления механизмами станков
Автоматизация таких периодических операции управления, как, например, по-
дачи на глубину резания, делительных (индексирующих) движений, периодического
реверсирования и т. п., даег тем больший эффект в смысле повышения произво-
дительности станка, облегчения его обслуживания и высвобождения рабочей силы,
чем чаще должны производиться подобные операции. Поэтому если станок пред-
назначается также и для таких работ, при выполнении которых могут потребо-
ваться частые периодические операции управления, следует либо сконструировать
систему управления таким образом, чтобы эти операции могли осуществляться ш-
только вручную, но и автоматически, либо по меньшей мере предусмотреть воз-
можность удобной и быстрой пристройки к станку добавочного приспособления
для автоматизации соответствующих движений (приспособления для малой авгома-
6
Фиг. 592.
тизации).
Упомянутые выше автоматические
остановы в конпе обработки в боль-
шинстве случаев целесообразны, а
иногда и необходимы (например, в
сверлильных станках — при срерле-
нии и нарезании глухих отверстий,
в токарных — при точении в упор
к заплечикам, при выполнении мно-
гих расточных и подрезных работ)
и незначительно удорожают станок.
Блокировку систем смазки и охла-
ждения с пуском и остановкой станка
следует применять, как правило, во
всех случаях. Относительно при-
менения других блокировок см.
стр. 651 и сл.
Немалые трудности представляет
и следующий этап — выбор наибо-
лее рациональной конструкции системы управления. Это обусловлено указанным
выше разнообразием возможных комбинаций средств механики, электротехники,
гидравлики и пневматики при решении этой задачи, а отсюда многочисленностью
возможных вариантов конструкции как ручного, так и автоматического управления.
Можно, например, спроектировать систему вполне автоматического управления,
используя только механические элементы и передачи, как это сделано во многих
современных токарно-револьверных автоматах. С другой стороны, в ряде случаев
в цепях ручного управления можно с успехом применить гидравлическую элек-
трическую и пневматическую аппаратуру; иногда такое решение обусловлено не-
возможностью составить систему управления из одних лишь механических передач.
Гидравлические системы управления заслуживают предпочтения, вообще, говоря,
когда проектируемый станок должен иметь гидропривод для подачи и для главного
движения: в таких случаях не понадобится ставить насосный агрегат для одной
лишь гидрофикации управления. Выбор способа управления распределительными
органами такой системы — вручную, от упоров, с помощью управляющих вспо-
могательных золотников, соленоидов и пр.—зависит в каждом случае от частных
УСЛОВИЙ.
Электрические, гидравлические, электрогидравлические и электропневматические
системы управления очень удобны для управления станком со станции, удаленной
от станка, или с переносных станций.
Это иллюстрируется примером, приведенным на фиг. 592. Переключения де-
вяти скоростей коробки производятся здесь путем перемещений двух трехвенцо-
вых блоков зубчатых колес поворотом одной рукоятки 4 на панели управления 5.
Вилки, управляющие обоими блоками, имеют на втулках реечные зубья и переме-
щаются вдоль своих валиков шестеренками, которые в свою очередь приводятся
во вращение поршнями-рейками двух гидравлических цилиндров а и Ь, соединен-
Механические системы управленич и их элементы
615
пых медными трубками с управляющими цилиндрами < и d. Гидроагрегат 2 и
панель управления 5 расположены здесь на большом расстоянии от станка, поэтому
чисто механическое управление в этом и в подобных ему случаях получилось бы
чрезмерно громоздким.
Для многомоторных станков электрическое управление обычно наиболее удобно.
Возможности его чрезвычайно широки и непрерывно возрастают. Уже и в настоя-
щее время можно, например, синхронизирован, управление двумя копировально-
фрезерными полуавтоматами так, что по одному и тому же копиру один из них
будет изготовлять правый, другой в то же. время левый штамп, или они будут
обрабатывать две фасонные геометрически подобные дечали различных размеров.
Один из станков имеет для этого специальное устройство, исполняющее функции
датчика в системе управ :ення на расстоянии (дистанционного управления) вторым
станком.
Применение пневматики в системах управления ограничено прежде всего необ-
ходимостью наличия пневматической сети в цехе, где будет установлен станок,
что может быть гарантировано далеко не всегда; поэтому, например, в универ-
сальных станках, которые изготовляются большими сериями и могут приобретаться
также потребителями, не располагающими компрессорной станцией, пневматическая
система управления неуместна. Напротив, для станков специальных, работающих
по сложному циклу и предназначаемых для определенного потребителя, перспек-
тивы пневматического, комбинированного пневмогидравлического или электро-
пневматического управления следует считать благоприятными.
Схемы и конструкции систем электрического и гидравлического управления
станками и применяемая для этих целей аппаратура подробно рассматриваются
в курсах „Гидропривод станков* и „Электрооборудование станков* и в дальней-
шем затрагиваются лишь попутно, в меру надобности.
§ 76. МЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ И ИХ ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ
Система управления может быть построена таким образом, что для перехода
от одного числа оборотов к какому-либо другому (или от одной подачи к какой-
либо другой) необходимо пройти через все промежуточные числа оборотов (или
подачи). Недостатки таких систем последовательного переключения
скоростей: а) большая затрата времени на переключения, чем при других типах
механизмов управления; б) больший износ зубьев колес с торцов в коробках
передвижными блоками и кулачков в коробках с кулачковыми муфтами; в) не-
сколько большая утомительность операций переключения.
Свободны от этих недостатков системы избирательного (селективного)
переключения, которые позволяют перейти от одной скорости к произволь-
ной другой, минуя все промежуточные скорости (числа оборотов, подачи).
Еще большее сокращение времени на переключение достигается при применении
спечем управления с предварительным набором (выбором) скорости
;см. ниже).
Всем трем названным системам переключения скорое гей или подач присущ
1 л недостаток, что если торцы зубьев передвижных блоков колес или кулачков
'зубьев) сщппых муфт упрутся в торцы зубьев или кулачков сопряженных дета-
т.й при выключенных валах коробки, то переключение произвести невозможно.
В подобных случаях приходится сообщать валам коробки небольшой поворот —
вцучную, или от толчковой кнопки, посредством которой включается приводной
электродвигатель, или, наконец, посредством включений фрикционной муфты,
е.ли опа имеется в кинематической цепи от двигателя к валам коробки. Такие
манипуляции связаны с затратой всякий раз известного временя. Сумма этих
за фат за станкочас или смену тем больше, чем чаще рабочему приходится про-
изводить переключения, с одной стороны, и чем больше передвижных блоков
колес и кулачных или зубчатых муфт в переключаемом механизме, — с другой.
При переключениях „на выбеге* (т. е. при замедляющемся вращении валов
коробки) с низких ступеней скорости на более высокие не исключена возможность
G16 Системы управления механизмами станков
остановки валов прежде чем будет произведено переключение. Следствием этого
будет увеличение затрат времени на переключения.
С целью избежать таких потерь, вызывающих снижение производительности,
были предложены системы с автоматическим импульсным устройством для пере-
ключения скоростей и подач, предназначенные для применения в коробках с пере-
движными блоками зубчатых колес и кулачковыми или зубчатыми муфтами. Эле-
ктромеханическая система переключения, разработанная на одном из отечественных
станкостроительных заводов, заключает в себе автоматическое импульсивное устрой-
ство. Если во время переключения торцы зубьев или кулачков сопряженных эле-
ментов коробки упрутся друг в друга, это устройство сообщает импульс электро-
двигателю, поворачивающему валы коробки, и таким образом автоматически устра-
няет задержки в переключении. Это же устройство автоматически выключает дви-
гатель в начале переключения и снова включает его, когда эта операция заканчи-
вается.
Такие системы могут быть приспособлены как для дистанционного, так и для
недистанционного управления с помощью одной рукоятки.
Выбор типа системы управления зависит главным образом от того, как часто
приходи!ся производить переключения, следовательно, настолько управление уто-
мительно для рабочего и насколько велик удельный вес вспомогательного времени
на переключения чисел оборотов и подач в общем штучном времени.
Многие элементы используются в системах управления всех трех типов, неко-
торые применяются лишь в системах второго и третьего типа.
А. Органы ручного управления и педали
Формы органов ручного управления, применяемых в современных станках,
довольно разнообразны; наиболее распространенные стандартизованы в СССР, и
их следует поэтому применять во всех случаях, где особые условия не требуют
специальных форм этих opianoB.
При выборе маховичков, крестовых рукояток (штурвалов), рукояток, ручек и
тому подобных деталей управления для проектируемого станка необходимо исходить
из назначения и расположения этой детали, требований эксплуатационных (удобство
и легкость манипулирования) и технологических. Влияют на выбор также размеры
станка, так как условия обслуживания большого станка и малого во многом очень
различны.
Съемные органы управления, вообще говоря, нежелательны — они нередко
теряются. Их приходится, однако, применять, когда орган управления расположен
так, что может мешать во время работы при очень тесном расположении валиков
управления, а иногда с целью взаимной блокировки этим простейшим способом
несовместных движений управления.
Формы органов ручного управления, стандартизованные для отечественного
станкостроения, показаны ниже. Размеры их следует брать из соответствующих
стандартов и нормалей [1].
Материалом для изготовления этих деталей служат чугуны СЧ 24-44, СЧ 28-48
и СЧ 32 52, машиноподелочпые стали разных марок (см. указания на фигурах),
а для частей, за которые рабочий берется рукой, также и пластмассы. Большие
маховички и штурвалы, которые вращаются во время работы станка и периодически
реверсируются (например, при переключении салазок супорта на обратный быстрый
ход), целесообразно изготовлять из легкого сплава, чтобы уменьшить момент инер-
ции такой части. Легкие сплавы рекомендуются также для крупных съемных орга-
нов управления. Эффект, достигаемый заменой чугуна или стали легким сплавом,
может быть довольно значительным, так как чугунный маховичок весит иногда
15—20 кг. По тем же соображениям большие маховички делают из армированной
пластмассы, что позволяет уменьшить вес примерно в 3 раза, так же как при
замене чугуна алюминиевым сплавом.
Если реверсируемый или съемный штурвал из легкого сплава должен иметь длин-
ные ручки, то можно изготовить спицы из кусков трубы с шариками на концах.
Механические системы управления и их элементы 617
Ручки конические (фиг. 593) и фасонные (грушевидные) (фиг. 594, ГОСТ
2193-43) удобнее для руки, чем цилиндрические. Поэтому стержень с шаровой
(фиг. 595), фасонной или конической ручкой на конце предпочтительнее цилин-
дрической ручки.
Особенно удобны и меньше утомляют рабочего вращающиеся ручки по фиг. 596;
иногда их снабжают продольной масляной канавкой и отверстием для смазки, а
в станках некоторых моделей встречаются такие ручки, монтированные на малень-
ких шарикоподшипниках.
Шарики (шариковые наконечники) для рукояток (фиг. 595, ГОСТ 2194-43),
особенно из пластмассы, находят широкое распространение. Они удобны,
красивы и могут быть сделаны легко различаемыми, если для изготовления их
пользоваться пластмассами различного цвета.
Кнопки, подобные изображенным на фиг. 597 и 598, но большего диаметра
(60 — 100 мм) и менее выпуклые, используются в некоторых станках новых моде-
лей для быстрого включения станка толчком ладони; благодаря большому диа-
метру такой кнопки рабочий может ударить по ней, не глядя, что важно для
аварийного выключения, а также при обработке крупных дорогих деталей.
Рукоятка с противовесом по фиг. 599 (ГОСТ 2192-43) обладает тем достоин-
ством, что свободна от стремления постепенно опускаться ручкой вниз под влия-
нием сотрясений, поворачивать при этом винт, на котором она закреплена, и таким
образом постепенно сбивать с места часть станка, устанавливаемую при помощи
этой рукоятки.
Передки случаи, когда для перемещения какого-нибудь узла или части станка
необходим довольно значительный вращающий момент (салазки токарных, револь-
верных, карусельных станков, шпиндельные головки и шпиндели сверлильных
станков). Для того чтобы не выйти из пределов, установленных для усилия руки
действующими техническими условиями, необходимый момент обеспечивается вы-
бором надлежащей длины плеча кривошипной рукоятки, диаметра маховичка (фиг. 600)
или длины спиц штурвала.
Литые цельные штурвалы в новых моделях станков применяются редко, так как
их можно значительно проще и дешевле изготовлять сборными из центральной сталь-
ной пли чугунной ступицы (фиг. 601) и стержней с шариками или фасонными
ручками на концах. Ступица на валике или винте и стержни в ступице закрепляются
посредством штифтов или на резьбе. Чтобы рука не могла соскользнуть с ручки
штурвала, последнюю снабжают иногда накаткой; понятно, что в этом случае
ручка должна быть обязательно вращающейся.
Одно из преимуществ маховичка по сравнению со штурвалом или рукояткой
яаключается в том, что благодаря наличию обода рабочий находит орган управле-
ния рукой, не отрываясь от наблюдения за ходом обработки; при применении
рукоятки или штурвала это труднее. Маховичком легче производить малые пере-
мещения, что ноебходимо, например, при ручной подаче или для точной установки.
Быстро вращать большой маховичок (для быстрых перемещений) легче, чем штур-
вал, маховой момент которого меньше из-за отсутствия обода.
В ободе маховичков очень часто закреплена ручка. Уравновешивать ее сплош-
ной стенкой вместо спиц на противоположной стороне не рекомендуется: опыт
показывает, что пользование таким маховичком неудобно для руки.
Если требуемый вращающий момент мал, можно применять маховички без спиц.
В маховичках и штурвалах нет надобности, когда по характеру выполняемых
им функций ручной орган управления должен поворачиваться лишь на часть
оборота, как это требуется, например, для управления муфтами реверсирования,
для перевода передвижных блоков колес в коробках скоростей и подач посред-
ством вилок, для зажима различных частей и деталей станка и т. д. Для этих
целей удобнее рукоятки, неправильное положение которых заметить к тому же
легче, чем неправильное положение маховичка, особенно без ручки, или штурвала.
Для бесступенчатого регулирования скорости или подачи удобен полумахо-
вичок того типа, который используется в самолетостроении — с ободом в форме
618
Системы управления механизмами станков
Фиг. 595.
Стольную ручку
обработать w
Фиг. 597.
Фиг. 598.
Фиг. 599.
Механические системы управления и их .элементы
619
полуокружности: чем дальше on or среднего положения, тем больше подача.
Такие полумаховички применены, например, в вертикально-фрезерном станке
с электронным управлением приводом подач
В многошпиндельных вертикальных полуавтоматах и некоторых других станках,
имеющих в плане круглую форму, для управления важнейшими функциями станка
служит иногда кольцо, идущее вокруг всего станка и расположенное на высоте,
удобной для рабочего. Применение такого органа управления оправдано лишь
в том случае, если рабочему приходится занимать различные положения у станка
для его обслуживания; поэтом)' прибегать к такому кольцу, например, в станках
карусельного типа с постоянным рабочим местом нецелесообразно.
Фиг. (500. Фиг. 601.
Закрепление рукоятки в установленном положении обеспечивается автоматически
действующими пружинными фиксаторами, чаще всего плунжерного типа или шари-
ковыми. Стандартные конструкции ручек переключения с фиксатором показаны на
фиг. 60'2 и 603. На фиг. 604 показана конструкция качающихся рукояток, конце-
вых / и проходных 2, разработанная одним из отечественных станкозаводов.
Как видно из фигуры, конструкция гарантирует надежную фиксацию рукоятки.
Другая конструкция рукоятки с надежной фиксацией изображена па фиг. 605.
Если имеются основания опасаться быстрой разработки отверстий под конусный
конец фиксатора, следует предусмотреть возможность замены детали с этими от-
верстиями, а если она сравнительно дорога, — применить стальные закаленные вту-
лочки с конусными гнездами.
Рукоятки с фиксацией положения при помощи подпружиненного шарика (фиг. 602)
проще, дешевле и удобнее в обращении чем конструкции по фиг. 603 и т. п.,
но очевидно, что такая фиксация менее надежна.
Как было указано выше (стр. 611), крайне нежелательно допускать вращение
маховичков и штурвалов во время работы станка, в особенности при быстрых
ходах, когда и эти органы управления вращаются быстро, что представляет
опасность для рабочего; поэтому маховичок должен отсоединяться от валика,
на котором он сидит, на все время автоматического движения управляемой им
части станка. Лучше всего, если это производится автоматически, например, с по-
мощью пружины, которая расцепляет муфту, связывающую с валиком маховичок
или штурвал, как только рабочий снимает с последнего руку. Пример такой коп-
шрукции приведен на фиг. 606: расцепление кулачковой муфты производится
здесь деталью, имеющей форму пружинной шайбы.
Ножное управление используется в станках в значительно меньшей степени,
чем ручное. Чаще всего педали служат для управления зажимными устройствами,
например, пневматическими или электрическими патронами, так как при снятии
обработанного изделия и загрузке новой заготовки нередко бывают заняты обе
руки рабочего. В ряде случаев педалями могут быть с полным успехом заменены
620
Системы управления механизмами станков
Фиг. 607.
Механические системы управления и их элементы
621
ручные органы управления с целью приснособии, пачок для обслуживания инва-
лидами, лишенными руки.
Педаль должна иметь достаточно большие размеры, чтобы было удобно дер-
жать на ней ногу. Для того чтобы нога не соскальзывала с педали, ее поверх-
ность делают рифленой, как показано на фиг. 607. изображающей управление
клапанами пневматического патрона.
Если управление станком автоматизировано, то одни opiаны управления отпа-
дают, другие принимают форму, отличную от гой, которую они должны были бы
иметь при ручном управлении.
Б. Передачи от управляющего органа к исполнительному механизму
Исходное движение управляющего органа - начального звена цепи управления —
бывает прямолинейным сравнительно редко (управление вытяжными шпонками,
фрикционными муфтами в некоторых настольных станках; см. фиг. 608, упра-
вление двойным блоком колес механизма реверсирования подач супорта то-
карно-винторезного станка посредством тяги, непосредственно связанной с бло-
'i'l/ ?tmtn ме-кч
Фиг. 608.
ком). В большинстве случаев это движение вращательное: поворот рукоятки,
кнопки, вращение маховичка или штурвала и т. п. Что касается движения упра-
вляемого элемента или части станка, то оно бывает чаще прямолинейным, чем вра-
щательным. Только в немногих случаях движения как начального, так и конечного
звеньев цепи управления имеют более сложный характер, как, например, при
переключении передвижной каретки в нортоновской коробке.
Отсюда следует, что в цепях управления могут быть использованы — и в дей-
ствительности используются — все механические передачи, при помощи которых
вращательное, или,значительно реже, прямолинейное движение преобразуется в прямо-
линейное или во вращательное, т. е. передачи рычажные, реечные, винтовые,
кулачные, зубчатые, кулисные и пр. Комбинации их в станках весьма разнообразны.
Выбор структуры цепи управления определяется, с одной стороны, положениями
начального и конечного элементов этой цепи, расстоянием между ними, распола-
гаемым местом и технологическими факторами, с другой—схемой и конструкцией
цепи управления в целом.
Из механических передач чаще других применяются рычажные, реечные и вин-
товые передачи, в системах однорычажного управления — кулачные, кулисные,
мальтийские механизмы и передачи неполнозубыми колесами. Эги механизмы были
622
Синемы управления механизмами станков
рассмотрены в гл. XI и XII. Применительно к использованию в цепях управления
нужно указать на следующие специфические особенности их.
Основное достоинство реечной передачи — возможность произвольного распо-
ложения рейки в плоскости реечной шестерни или зубчатого сектора, сцепляюще-
гося с рейкой, что позволяет легко осуществлять перемещения детали, связанной
с рейкой, в горизонтальной, вертикальной или наклонной под любым углом пло-
скости. Передвигая одну и ту же реечную шестерню вдоль ее валика, можно вво-
дить ее в зацепление с несколькими рейками, расположенными как угодно в раз-
личных плоскостях, параллельных плоскости шестерни, как это может понадобиться
,2345
в избирательных системах управления; при этом становятся ненужными специаль-
ные блокирующие элементы, Для примера на фиг. 609 изображено устройство
управления коробкой скоростей, которая имеет пять передвижных деталей на двух
параллельных валах — два двойных блока и три зубчатых колеса. Перемещения их
производятся тремя рукоятками 6, 7 и 8, которые поворотно укреплены на одной
сектор рукоятки 8 постоянно спеплен с зубьями тяги 5,
общей оси и с помощью
зубчатых секторов могут
передвигать в осевом напра-
влении пять 1 яг /—5 с вил-
ками по числу передвижных
элементов коробки. На ка-
ждой тяге нарезаны реечные
зубья. Сектор рукоятки 6
можно сцеплять с зубьями
тяг 1 или 2, управляющих
двумя блоками, сектор ру-
коятки 7 —• с тягами 3 или 4,
которые управляют двумя
передвижными колесами,
управляющей третьим пере-
движным колесом.
Перемещаемый узел или деталь станка могут быть связаны либо с реечной
шестерней (салазки супортов токарных станков, задние бабки этих же станков
и т. д.), которая в таком случае катится по неподвижной рейке, либо с рейкой
непосредственно (механизмы ручного перемещения столов шлифовальных станков,
шпинделей сверлильных станков) или посредством какой-нибудь дополнительной
детали, например, вилки (механизмы управления муфтами, переключения блоков
колес в коробках скоростей и подач и пр.). Примеры конструктивного выполнения
механизмов этого рода приведены ниже.
Если рейка жестко связана с вращающейся деталью, которую, она перемещает,
то она должна иметь форму круглой рейки, как это делается, например, в меха-
низмах управления вытяжными шпонками.
В некоторых станках современных моделей реечная передача заменена цевочной,
более простой в изготовлении и сборке и работающей не менее надежно, чем
реечная (сравн фиг. 610, а и б, переключение вилок одной из осей в станке
модели 1Д62 и в модернизованном 1Д62М).
Механические системы управления и их элементы
623
Винтовая передача (винтом с гайкой) особенно удобна для точных рабочих
и установочных перемещений. Комбинируя ее последовательно с какой-нибудь,
сильно понижающей передачей, например, червячной или планетарной, можно сде-
лать возможными очень малые, измеряемые немногими микронами, перемещения
>т руки, как это требуется, например, при периодической подаче на глубину
резания в шлифовальных, заточных, доводочных, высокоточных токарных станках.
Винтовая передача широко используется в цепях ручного управления также
и в тех случаях, когда осуществляемые ею перемещения не малы, требования
к точности не ставятся, но требуется высокая плавность движения; гарантировать
последнюю при перемещении от руки посредством реечной передачи трудно. Важ-
ным достоинством винтовой передачи является и то, что она позволяет получить
Фиг. 611.
в конце цепи управления большое усилие, необходимое для перемещения тяжелой
' асти станка или для зажима обрабатываемой заготовки без включения в эту цепь
промежуточных передач. Между тем при применении реечной передачи это далеко-
не всегда возможно.
Передачи, уменьшающие усилие, которое необходимо приложить для переме-
щения от руки шпиндельных головок, салазок, супортов, стоек и т. п., приме-
няются в различных цепях управления самых разнообразных станков. Для при-
мера на фиг. 611 изображен механизм ручного перемещения стола при наладке
внутришлифовального станка модели 3250. Реечной шестерне z = 36, постоянно
сцепленной с рейкой 5 стола, вращение передается от маховичка 1 через зубча-
тые колеса z = 12, z = 53 и .г =16. Благодаря этому необходимый на валу
маховичка вращающий момент понижается вЦ-Ц^Ю раз.
В механизмах ручного перемещения головок, кареток, шпинделей и т. д. по
вертикальным направляющим можно обычно избежать промежуточных передач и
в тех случаях, кода последняя передача цепи управления—реечная, так как пере-
мещаемый узел и тяжелая деталь станка в подобных случаях уравновешены контр-
грузом или пружиной.
624
Системы управления механизмами станков
При выборе между реечной и винтовой передачами для цепи управления иногда
имеет значение то обстоятельство, что при обычных конструкциях этих передач
первая позволяет перемещать соответствующий узел станка быстрее, но зато не
является самотормозящейся, как винтовая передача. Это различие между обеими
передачами исчезает, если взять винт большого шага (см., например, фиг. 612,
деталь управления передвижным блоком колес коробки подач продольно-строгаль-
ного станка модели 724).
Передачи мальтийские, цевочные и неполнозубыми колесами обладают, как
известно, тем общим свойством, что при непрерывном вращении ведущего эле-
мента в течение некоторой определенной части его оборота ведомый элемент
остается неподвижным. Поэтому онн особенно удобны для управления посредством
одного маховичка или рукоятки несколькими передвижными блоками колес и муф-
тами редукторов, коробок скоростей или подач. Аналогичный характер движений
названных деталей может быть получен также с помощью кулачков.
Фиг. 614.
В коробках скоростей и подач с передвижными муфтами, зубчатыми колесами
и блоками колес очень широко используется для переключения скоростей шпин-
деля или подач простейший рычажный механизм в виде валика с вилкой, на наруж-
ном конце которого закреплен орган управления — рукоятка, маховичок, штурвал
и т. п. Вилка связана с перемещаемой деталью лишь в осевом направлении и не
мешает ей вращаться. При повороте рукоятки или маховичка вилка переводит
муфту или блок вдоль валика в соответствующую сторону и на должное расстоя-
ние. Одна из наиболее распространенных форм этого чрезвычайно простого и де-
шевого механизма показана на фиг. 613, изображающей деталь управления коробки
скоростей токарно-винторезного станка. Как видно из этой фигуры, вилка снаб-
жена здесь двумя камнями (сухарями), которые входят в выточку на двухсторон-
ней сцепной муфте. Формы камня по нормали станкостроения Д69-1 (1949 г.) по-
казаны на фиг. 614.
Для камней прямоугольной формы (типа А) в качестве материала предусмотрен
чугун 1-го класса (СЧ 28-48), текстолит или бронза, для круглых камней (типа Б) —
Механические системы управления и их элементы 625
сгаль 40Х с закалкой в масло и отпуском на твердость /?с=45-т-50. Посадка
камня на палец, по размеру d (фиг. 614) — лёгкоходовая 2-го класса (Л) системы
вала; отверстие в вилке под палец обрабатывается по допускам А. Нормализованы
камни типа А размерами Вх/хН= 10x18x5 — 50x85x25 мм, камни типа Б
размерами D/H= 10x5-^-50x25 мм.
В быстроходных станках приобретает значение вопрос о способах уменьшения
потерь на трение камня переводной вилки о стенки выточки, в которой он сидит.
Это может быть достигнуто, например, установкой упорных шарикоподшипников
между вилкой и стенками выточки или при помощи пружинного фиксатора с кони-
ческим концом, связанного с передвижным элементом. В последнем случае рычаг
вилки в своем крайнем положении немного ( < 1 мм) не доводит этот элемент до
места—это делает фиксатор; благодаря этому между камнем и каждой из стенок
выточки остается достаточный зазор.
Если место или конструкция перемещаемой детали не позволяют применить
вилку с расположением рожков, симметричным относительно валика, вдоль кото-
рого передвигается эта деталь, то приходится по необходимости заменить вилку
рычажком, который входит в выточку детали лишь с одной стороны (см., напри-
мер, фиг. 306, разрез по CD) или несет на своем конце вилку, охватывающую
деталь с боков, например блок колес — с обоих торцов большого колеса или
с торцов двух крайних колес (см. фиг. 306, а, разрез по АВ). Более детально
одна из таких конструкций показана для примера на фиг. 615, а — механизм пе-
ревода зубчатого колеса в коробке подач технологически- реконструированного
станка модели 1615. До реконструкции этот механизм имел значительно более
сложную форму. Как видно из фиг. 615, б, при вращении рукоятки шестерня 1
перемещала по направляющей 4, привинченной к внутренней стенке коробки подач,
рейку 2 вместе с камнем 3.
В новой конструкции этого механизма камень 2 движется вместе с рычаж-
ком 1 по дуге, но так как длина хода перемещаемого зубчатого колеса неве-
лика, это не имеет значения, конструкция же получается много проще прежней
и технологически более совершенной.
Конструкции, изображенные на фиг. 616, а и б (механизмы управления фрик-
ционном шпинделя независимой подачи продольного супорта шестишпиндельного
автомата модели 1261 до его технологической реконструкции —а и после нее — б),
отличаются от предыдущих тем, что, во-первых, управление производится здесь
не вручную, а от кривой барабана 1, во-вторых, предусмотрено устройство для
точной отладки механизма при сборке. В конструкции по фиг. 616,а ползушка 3
движется под действием кривой барабана 1 по двум круглым направляющим стерж-
ням 2 и 4. При этом камень 5 скользит в пазу нолзушки, фасонный рычаг 6,
свободно посаженный на валике 9, поворачивается, посредством винтов 7 повора-
чивает рычаг 8 и вместе с ним валик 9 и вилку 10 фрикциона. Оперируя вин-
тами 7, можно установить относительное положение рычагов 6 и 8 так, как эго
требуется для правильной работы механизма. Реконструированный механизм
(фиг. 616, б) отличается от описанного тем, что в нем детали 3—5—6 заменены
одним рычагом, благодаря чему механизм получился более простым.
Качающаяся вилка уместна и целесообразна в тех случаях, когда путь пере-
мещения управляемой ею детали станка невелик, так как иначе устройство, подоб-
ное описанным выше, получается громоздким, требуется большой радиус (плечо)
вилки, дополнительные детали и т. д. Поэтому i ели путь перемещения велик, то
механизм перевода блока колес, втулки, муфты и т. п. приходится конструиро-
вать так, чтобы вилка или заменяющая ее деталь управления двигалась парал-
лельно требуемому пути перемещения. Для этого необходимо предусмотреть соот-
ветствующую направляющую для вилки, например, в виде планки (см. фаг. 615,6),
круглых стержней, шлицевого валика и т. д. Иногда для этого достаточно винта,
который своим концом входит в продольный паз валика, несущего вилку, и таким
образом не позволяет ему поворачиваться, лыски на этом валике и т. п. Пере-
мещение вилки производится в подобных случаях посредством зубчатого колеса
40 Ачеркан 1386
626
Системы управления механизмами станков
Многорычажные и однорычажные системы управления
627
или сектора и рейки, связанной с вилкой. Примеры конструктивного решения
приведены на фиг. 617 и 618.
На фиг. 617 (деталь механизма управления коробки скоростей координатно-
расточного станка СИП) направление вилкам 1 и 5 дается парой круглых стерж-
ней 3. . Для перевода этими
вилками зубчатых колес 7 и
6 служат зубчатый сектор 4
и рейка 2.
Аналогично переводятся
обе вилки, которые видны на
фиг. 618 (часть механизма
переключения скоростей шпин-
деля вертикально-сверлиль-
ного станка модели 2120),
понятной без пояснений.
Зубчато- и секторно-рееч-
ные механизмы перевода блоков
колес и тому подобных деталей
более трудоемки и стоят до-
роже устройств с поворотными
вилками. Поэтому для пере-
мещения блоков на малые рас-
стояния лучше применять уст-
Фиг. 618.
ройства последнего вида.
§ 77. МНОГОРЫЧАЖНЫЕ И ОДНОРЫЧАЖНЫЕ (ОДНОРУКОЯТОЧНЫЕ)
СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ
Цепи управления различными деталями одного и того же узла можно сделать
совершенно независимыми друг от друга. Такое решение иллюстрируется, напри-
Mi р, фиг. 234 и 271; в обеих этих коробках скоростей каждая деталь, переме-
ииемая вдоль своего валика при переключениях скоростей шпинделя (муфта,
Фиг. 619.
пт редвижное зубчатое колесо, блок колес), управляется от отдельной рукоятки,
как это ясно видно на фигурах. Подобное решение приводит к малоудобной, а
шредко и громоздкой системе управления. Для примера на фиг. 619 показан
вид сзади шпиндельной бабки токарно-револьверного станка фирмы Уорд (Англия)
модели № 8: при 16 ступенях скорости шпинделя для установки его числа обо-
ротов и направления вращения служат пять рыча1ов; конструкция явно неудачная.
Нет надобности разъяснять, насколько такие многорычажные (м но го-
ру кояточные) системы управления неудобны для обслуживания станка„
628 Системы управления механизмами станков
неэкономичны в отношении расхода времени на ручные операции управления и
утомительны для рабочего.
С целью хотя бы отчасти ослабить неудобства таких многорычажных систем
органы управления узлом часто располагают на соосных валиках, достигая этим
по крайней мере концентрации этих органов в небольшой зоне.
В большинстве случаев ограничиваются расположением на одной оси лишь
двух органов управления. При выборе подобного конструктивного решения необ-
ходимо придавать органам ручного управления такую форму или располагать их
так, чтобы рукам рабочего не угрожала травма при манипулировании рычагами.
Значительно лучше удовлетворяют всем требованиям, предъявляемым к систе-
мам ручного управления, однорычажные (однорукояточные) системы, в которых
каждый узел управляется с помощью лишь одного-двух ручных органов (см.,
например, фиг. 591 и другие ниже). Такие системы, пользующиеся в станках новых
моделей очень широким распространением, представляют собой одну из особен-
ностей конструкции, наиболее характерных для современного станкостроения,
и достигли высокого совершенства. Существуют и такие системы, которые позво-
ляют управлять посредством одной рукоятки или маховичка двумя различными
узлами, например коробкой скоростей и коробкой подач (см. стр. 609).
Естественно, что поскольку в системах однорычажного управления функции
нескольких органов ручного управления объединены в одной рукоятке или в одном
маховичке, механизмы однорычажного управления получаются нередко довольно
сложными, технологически трудоемкими и дорогими. Поэтому, решая вопрос о
применении одно- или многорычажной системы управления узлами проектируемого
станка, нужно всякий раз сопоставить варианты обеих систем и оценить, насколько
оправдывается осложнение конструкции и удорожание станка достигаемыми при
однорычажной системе эксплуатационными преимуществами и экономическими выго-
дами. Если машинное время операции при неизменном режиме резания исчисляется
многими часами или даже несколькими сутками, как это нередко бывает при
обработке изделий на тяжелых токарных, карусельных, горизонтально-расточных
станках, то экономия секунд или немногих минут при выполнении редких опе-
раций ручного управления не играет, разумеется, никакой роли. В подобных
случаях однорычажное управление может быть иногда оправдано стремлением
предупредить возможность такой ошибки при наладке или обслуживании станка,
которая могла бы повлечь за собой брак обрабатываемой детали.
Напротив, безусловного предпочтения заслуживает однорычажная система упра-
вления во всех случаях, когда при выполнении работ на станке приходится мани-
пулировать органами ручного управления сравнительно часто. Это именно имеет
место при работе на станках средних и малых размеров.
Конструкции однорычажных систем управления очень разнообразны, что обу-
словлено разнообразием используемых в них элементарных механизмов и много-
численностью возможных комбинаций их. Если не стремиться к полной и строгой
классификации этих систем, то наиболее распространенные системы однорычаж-
ного управления можно распределить на две основные группы.
1. Однорычажные системы управления с постоянными связями между органом
управления, с одной стороны, и управляемыми деталями — с другой. Все необхо-
димые перемещения последних осуществляются за счет выбранной структуры и
конструкции цепи управления между управляющим органом и управляемыми дета-
лями. В этих цепях широко используются барабанные и плоские кулаки, кулисные
и кривошипно-шатунные передачи, мальтийские механизмы, передачи неполнозу-
быми колесами, а также гидравлические, пневматические, электрогидравлические
и электропневматические устройства.
2. Однорычажные системы управления, в которых один и тот же управляющий
орган можно связывать с несколькими различными цепями управления. Этот орган
принимает в таком случае форму рычага или махо-ичка, который переставляется
вдоль оси своего валика, форму шаровой рукоятки с неизменным центром вра-
щения и т. п.
Многорычажные и однорычажные системы управления
629
Некоторые конструкции однорычажных систем управления занимают положение,
промежуточное между этими двумя группами.
Рукоятка или маховичок однорычажной системы управления должны быть
кинематически связаны с указателем скорости шпинделя, величины подачи и т. п.
таким образом, чтобы каждому рабочему положению этого органа отвечала по-
являющаяся в смотровом окне или против неподвижной стрелки цифра, указы-
вающая соответствующее этому положению число оборотов шпинделя в минуту,
величину подачи в мм сб или мм/мин. Эги указатели имеют большей частью
форму диска (лимба) или циферблата, вращающегося одновременно с рукояткой.
Указанное требование обычно отпадает в случае шаровой рукоятки (см. стр. 639).
Принципы конструирования систем одно-
рычажного управления поясняются приведен-
ными ниже примерами.
На фиг. 620 барабан 8 с двумя замк-
нутыми канавками управляет двумя вилками
10 и 7, которые укреплены на концах тяги
9 и изогнутого рычага 6. Тяга 9 движется
ловв
яоСС
поАА
10
Фиг. 620.
прямолинейно (направляется в отверстии бобышки корпуса), рычаг 6 имеет
неподвижную ось вращения (палец 4) в подшипнике 5. Вращение барабана
8 производится крестовой рукояткой 1 через коническую зубчатую передачу
2-3. Этот механизм переключения подач револьверного станка состоит из не-
большого числа деталей, прост в изготовлении и довольно компактен.
В конструкции по фиг. 621 рукоятку 3 можно поворачивать как в горизон-
тальной плоскости, вместе с валиком 4, так и в вертикальной вокруг пальца 1.
При повороте ее в горизонтальной плоскости длинная шестерня 10, составляющая
одно целое с валиком 4, передвигает ползун с рейкой 11 и вилкой, и трехвен-
цовый блок 12 перемещается вправо или влево вдоль валика 9. Если поворачи-
вать рукоятку 3 в вертикальной плоскости, валик 4 передвигается вдоль своей
оси вверх или вниз, круглая рейка 8 поворачивает шестеренку 7 и вместе с ней
валик 6, на котором она закреплена. Заклиненная на этом же валике вилка 14
перемещает при этом вдоль валика 5 двойной блок 13. Шесть вырезов в планке
(селекторе) 2 соответствуют шести ступеням скорости, которые дают все возмож-
ные комбинации рабочих положений тройного и двойного блоков. Когда рукоятка 3
находится вне этих вырезов, оба блока занимают нейтральные положения.
На фиг. 622 изображено управление редуктором токарно-винторезного станка,
кинематическая схема которого была приведена на фиг. 263. Как видно из этих
фигур, на ведущем валу 1 заклинено шесть зубчатых колес, с которыми можно
вводить в зацепление сопря,кенные колеса трех двойных блоков, сидящих на шли-
630
Системы управления механизмами станков
цевом ведомом валу 2. Каждая из трех вилок, посредством которых перемещаются
эти блоки, несет на конце ролик. На барабане 4 профрезерованы две кривые;
в левую входит ролик левой вилки, а в правую — ролики двух остальных вилок.
Установка всех трех блоков в положения, отвечающие шести ступеням скорости
вала 2, производится поворотом маховичка, заклиненного на валике 6. Вращение
Фиг. 621. Фиг. G22.
передается через винтовую зуб-
чатую передачу 5—7 барабану
4, который, воздействуя на
ролики вилок, перемещает их
вдоль валика 3 таким образом,
что при каждом из шести
фиксируемых положений махо-
вичка в зацеплении находится
лишь одна из шести зубчатых
передач редуктора. Это дости-
гается профилировкой кривых
канавок барабана 4. На фиг.
623, а к б показаны два вари-
анта развертки этого бараба-
на— с тремя и с двумя ка-
навками. Двухканавочный ба-
рабан получается более корот-
ким; как видно из схемы б,
ролики средней и правой вилок,
управляемых одной кривой
барабана, должны быть сме-
щены один относительно другого на 120°, считая по периферии барабана, что
равносильно совмещению средней и правой кривых схемы а. Очевидно, что
принципиально возможно совместить все три канавки, т. е. оставить на барабане
любую из трех одинаковых канавок схемы
вилок на расстоянии 120° один от другого.
Фиг. 624 показывает устройство одно-
рычажной системы управления 16 ступенями
скорости шпинделя фрезерного станка. Как
видно из кинематической схемы коробки
скоростей, переключения чисел оборотов
шпинделя производятся посредством четы-
fl, расположив в ней ролики трех
Фиг. 624.
рех передвижных двойных блоков колес а, Ь, с и d\ структурная формула
коробки: 16 = 4-2-2 (см. фиг. 625). Определив передаточные отношения всех
передач коробки, легко установить, что между валами 1 и 11 (передвижные
блоки а и Ь) находится основная группа передач с ср' = ср1 = 1,26, между ва-
лами // и III — первая переборная группа с ср' = ср4, между валом III и шпинде-
лем IV — вторая переборная группа с ср' = ср4-2 = ср8 (см. § 15), и построить
МнЗгорычажные и однорычажные системы управления
631
структурный график механизма или график чисел оборотов. Для построения раз-
верток кривых на барабанах 1 и 3, из которых первый управляет блоками с и d,
а второй — блоками а и Ь, достаточно располагать структурным графиком коробки
скоростей (фиг. 625), из которого ясно видно, при каких положениях блоков а
d получаются все числа обо-
ротов шпинделя. Так, напри-
мер, число оборотов п
лучается,
занимает
^передача и —
1> — нейтральное
3) блок с — правое положение
/ 30\. .. , ,
(передача и “*) блока —
левое положение \ передача и =
когда:
правое
41 \
64/
ю п°-
1) блок а
положение
; 2) блок
положение;
включена левая м
(.л о
блок а
Блок b
П
Блок с
Блок d
Основная
группа
2я переборная
группа
। ।
1я переборная
группа
(пы)
Фиг. 623.
Пользуясь таким графиком,
наглядно указывающим поря-
док переключений чисел оборотов
вала механизма,
как
(л,к)
ПЙ
пк
б
п«
К
'Ь
это сделано
Работанот
передачи
35
7б
65
_ 57
58
53
/б
35
70
35
76
4Г
X
58
5'3
52
47
58
53
52
— 47
58
__ 53
52
30_
74
30.
74
74
зо
~7б
58
58
52
58
52
5Л
30
74
30
30_
30
15
58
52
58
52
58
52
58_
'52
шпинделя или
легко построить развертки канавок
для данной
Положение
блоков
Проб
23.
102
23
Ю2
21
102
23
102
23
23.
102
23
102
23
102
74.
~51
74
51
74
51
74.
51
74
51
.74
51
75.
5/
74
51
Ь
Opal
Ураб
О
О
ла
о
1ъа
Проб
о
Прае
а
Леб
коробки на ф
Развертки канавок
для блоков
ш\ /а
Фиг. 626.
/Ы
0 '^рав
Леб 0
вообще последнего ведомого
на управляющем барабане,
(126. Размеры х, у, z и т. д.,
ширина и форма канавок опре-
деляются далее соответственно
величинам путей перемещения
блоков, диаметрам роликов,
которые входят в канавки,
и т. д.
Кривые разверток на фиг.
626 соответствуют случаю,
когда в.е четыре канавки (или
три, если сделать одну общую
канавку для блоков а и />)
нрофрезерованы в одном общем
барабане; при этом каждому из
16 положений его будет отве-
чать определенная скорость
шпинделя, указываемая на ци-
ферблате,
барабана.
фиг. 624 принято иное реше-
ние: блоки а и b управляются
от одного барабана, блоки с
и d -- от другого, причем валы
их связаны мальтийской пере-
дачей 5—4 с четырехпазовым
крестом. Таким образом, бара-
бан 1, управляющий блоками
с и d, делает полный оборот
управляет блоками а и Ь. По-
иметь лишь по одному
связанном с валом
В конструкции по
31 каждые четыре
этому на барабане
правому и левому
же как канавка для блока d на барабане
для блока с должна
эго следует из ее развертки на фиг. 626.
оборота барабана 3, который
3 канавки для этих блоков должны
рабочему положению (отрезок К разверток на фиг. 626), так
1 (фиг. 624): канавка на последнем
иметь два правых и два левых рабочих положения, как
632 Системы управления механизмами станков
Такое решение, обусловленное здесь конструктивными причинами, не совсем
удобно в том отношении, что одному и тому же положению рукоятки, связанной
с валом цевочного диска 5 (фиг. 624), отвечают четыре различных числа оборо-
тов шпинделя; следовательно, циферблатный указатель оборотов должен быть
связан с этой рукояткой механизмом, который был бы не нужен при управлении
от одного общего барабана.
Рабочие положения описанного устройства фиксируются диском 2.
Конструктивно управляющий барабан может быть выполнен иногда в виде утол-
щенной части валика, на котором сидят вилки. Пример такого решения приведен
на фиг. 627, изображающей часть коробки подач продольно-фрезерного станка
модели 636. Двойные блоки 7 и И передвигаются здесь двумя вилками 1 и 4,
втулки которых сидят на валике 5 с двумя канавками. Концы винтов 2 и 3, ввин-
ченных в эти втулки, входят в канавки валика, вращаемого крестовой рукояткой 6.
Вместо управляющих барабанов с закрытыми кривыми в системах однорычаж-
ного управления можно применять и торцевые кулачки. Некоторым недостатком
торцевого кулачка является необходимость принудительной связи между его кри-
выми и непосредственно связанными с ними элементами управления. Она осуще-
ствляется пружинами или давлением масла в гидрофицированной цепи управления.
Еще большее значение имеет трудность изготовления торцевых кулачков с несколь-
кими кривыми. Поэтому они применяются в цепях управления станков значительно
реже, чем кулачки других типов.
Напротив, плоские кулачки с закрытыми кривыми используются в этих цепях
очень часто. По сравнению с барабанами они обладают преимуществом большей
компактности, обусловленной малой толщиной их, и возможностью расположения
управляющих кривых на обеих сторонах каждого диска. На фиг. 628 показано
применение плоских кулачков в системе однорычажного управления скоростями
шпинделя фрезерного станка. Как это видно из кинематической схемы, шпиндель
имеет здесь 16 (=4-2-1.2) ступеней скорости; коробка скоростей очень сходна по
устройству с коробкой, схематически изображенной на фиг. 624, и управление
ею отличается лишь тем, что два барабана заменены здесь двумя дисками.
Диск 1 (фиг. 628) управляет двумя двойными блоками с и d обеих переборных
групп передач (сравн. фиг. 625) и имеет для этого две канавки — по одной с каждой
стороны. Диск 2 имеет лишь одну канавку для обоих блоков а и Ь. Ролики а
и I/, отвечающие этим блокам, расположены в этой канавке на угловом расстоя-
нии 180° один от другого.
Если бы управление всеми блоками было объединено на одном плоском кулачке,
360°
то ролики а' и Ь' должны были бы быть смещены на -^т-2 = 45о, как это ясно
из сравнения разверток двух канавок — для блоков а и Ь. Следовательно, при
выбранной конструкции механизма управления кулачок 2 должен делать = 4
оборота за 1 оборот кулачка /; в этом отношении конструкция одинакова с опи-
санной выше (фиг. 624). Это достигается здесь соответствующей передачей между
кулачком 2, непосредственно связанным с рукояткой, и кулачком 1. Установленное
число оборотов шпинделя указывается на циферблате стрелкой, связанной с кулач-
ками.
Другой пример применения плоского кулачка в цепи управления приведен на
фиг. 629, изображающей часть механизма переключения тройного и двойного блоков
коробки скоростей токарно-винторезного станка модели 1Д62М. До модернизации
станка переключение этих блоков производилось двумя отдельными рукоятками,
как показано на фиг. 630. Помимо указанных выше неудобств многорычажных
систем управления эта конструкция имела и серьезные технологические дефекты.
В модернизованном станке две рукоятки заменены одной, управляющей обоими
блоками колес через посредство плоского кулачка а, рычагов и т. д.
Пример, иллюстрирующий применение кулис в системах однорычажного управле-
ния, приведен на фиг. 631 и 632 (часть управления скоростями шпинделя фрезер-
Многорычажные и однорычажные системы управления
633
634
Системы управления механизмами станков
ного станка). Рычаг 5 (фиг. 631), поворотно укрепленный на оси 6, имеет на одном
конце сухарь 4, управляющий тройным блоком, на другом конце — закрытую
кулису 8, составляющую с этим рычагом одно целое. Аналогично рычаг 2 один
конец которого имеет форму открытой изнутри кулисы 10 (фиг. 632), может ново-
Фиг. 630. Фиг. 631.
рачиваться вокруг оси 3 (фиг. 631); сухарем 1 он связан с двухвенцовым блоком.
Маховичок 9 несет эксцентричный палец 7, который находится в пазу кулисы 8\
поэтому при вращении маховичка из по-
ложения I в положение /// (фиг. 632)
рычаг 5 проходит через три позиции,
отвечающие трем рабочим положениям
тройного блока; рычаг 2, следовательно,
и связанный с ним двойной блок сохра-
няют при этом неизменное положение.
В позиции III палец 7 заходит в откры
тый паз кулисы 10 и при дальнейшем
повороте маховичка в позицию IV перево-
дит рычаг 2 и вместе с ним двойной блок
во второе рабочее положение. При даль-
нейшем вращении маховичка из IV по-
зиции в VI рычаг 2 снова остается в
неизменном —втором — положении, а ры-
переводит последний через три рабочих
одного маховичка можно установить шесть
Фиг. 632.
чаг 5, управляющий тройным блоком,
положения. Таким образом, при помощи
различных комбинаций передач в коробке скоростей.
Многорычажные и однорычажные системы управ.чени ч
635
Для однорычажного управления 12 и более ступенями скорости кулисы мало
пригодны, так как приводят к довольно громоздким и технологически сложным
системам управления. Поэтому им предпочитают другие механизмы, главным обра-
зом кулачковые, гидравлические или электрогидравлические.
С успехом могут быть использованы в системах однорычажного управления
и другие механизмы, с помощью которых осуществляются периодические движения
(см. гл. XII); они позволяют некоторым деталям узла, например, блокам колес
и муфтам, сохранять свое положение неизменным в то время, когда орган упра-
вления, связанный с ними какой-либо передачей этого рода, рабочий вращает или
Фиг. G33.
поворачивает для перевода в новое положение других деталей этого же или дру-
гого узла. Так используются, например, мальтийские передачи в механизмах упра-
вления скоростями и подачами шпинделя радиально-сверлильного станка модели
2А56; конструкция этих устройств известна из „Общего курса станков".
Недостаток описанных однорычажных систем управления заключается в том,
что для изменения подачи необходимо провести механизм через все промежуточ-
ные положения (системы последовательного переключения, см. стр. 615). Часто
необходимо манипулирование рукояткой главной муфты, чтобы попасть зубьями
передвижного колеса во впадины сопряженного или перевести трехвенцовый блок
через промежуточное положение. Из-за этого при большом числе ступеней скоро-
сти коробки переключение с помощью двух-трех рукояток занимает иногда у опыт-
ного рабочего немногим больше времени, чем при переключении с помощью одной
рукоятки или маховичка. От этого недостатка свободны, как упоминалось выше,
системы управления с избирательным переключением. Пример такой системы показан
на фиг. 633, изображающей устройство управления коробкой скоростей гори-
зонтально-фрезерных станков моделей 6Н82 и 6Н82Г.
Шпиндель имеет 18 ступеней скорости, настраиваемых путем перемещений одного
трехвенцового блока шестерен, одного двухвенцового и двух передвижных зубчатых
колес (см. фиг. 279 на стр. 292). Управление всеми этими элементами произво-
636 Системы управления механизмами станков
дится с помощью механизма, собранного в виде отдельного узла, привертываемого
к станине. На стенке корпуса этого узла находятся лимб 1 — указатель значений
18 чисел оборотов шпинделя, кнопочная станция 2 с тремя кнопками для включе-
ния рабочей подачи, быстрого перемещения стола, кнопка „Стоп" и одна рукоятка 3.
Для включения желаемого числа оборотов шпинделя нужно рукоятку 3 оття-
нуть на себя, лимб 1 повернуть вправо или влево, пока против указателя ие станет
соответствующая цифра лимба, затем вернуть рукоятку о исходное положение.
Этими тремя манипуляциями заканчиваются переключение и установка желаемой
скорости. Механизм управления работает при этом следующим образом.
При оттягивании рукоятки 3 на себя заклиненный на ее валике зубчатый сек-
тор 6 поворачивается вправо и перемещает вправо рейку 4 с закрепленной на ней
вилкой 8, охватывающей шейку детали 12. Последняя заштифтована на валике 13,
который может свободно перемещаться вдоль своей оси. На правом конце этого
валика заштифтованы два диска 14, а левый конец его связан шпонкой с кониче-
ской шестерней 10, которая сцеплена с колесом 11, изготовленным за одно целое
с валиком; конец этого валика через кольцо 5 жестко связан с лимбом 1.
В дисках 14 сделаны отверстия, соответствующие различным положениям четы-
рех передвижных элементов коробки. Штифты 19, вставленные в каналы реек 17
и 18, могут либо входить в отверстия дисков 14, проходя сквозь оба диска или
только через один внутренний диск, либо упираться в последний (фиг. 633, справа).
Следовательно, в зависимости от углового положения дисков 14 рейки 17 и 18,
которые могут свободно перемещаться вдоль своих осей, поворачивают в одну или
в другую сторону шестеренки 16, постоянно сцепленные р ними.
При оттягивании рукоятки 3 на себя диски 14 отходят вправо на такое рас-
стояние, что освобождают все штифты 19. При повороте лимба 1 через детали
5—11—10—13 поворачиваются и диски 14, устанавливаясь в определенном угло-
вом положении. При возвращении рукоятки 3 в исходное положение диски 14
перемещаются влево, и против штифтов 19 оказывается определенное сочетание
отверстий обоих дисков, соответствующее требуемому числу оборотов шпинделя.
В зависимости от положения, которое займут при этом штифты 19 относительно
дисков, штифты передвинут каждую из реек 17 и 18 в определенную сторону
и на определенное расстояние. При этом четыре передвижных элемента коробки
скоростей, связанные с рейками 17 и 18, займут положения, отвечающие требуемому
числу оборотов шпинделя.
Пружины 16 под штифтами 19 смягчают переключения. Такую же систему
управления имеет в этом станке и коробка подач (см. фиг. 291, стр. 305).
Пример гидрофицированной однорычажной системы управления скоростями
шпинделя приведен на фиг. 634—636, изображающих развертку коробки скоро-
стей американского токарно-винторезного станка и схему управления этой коробкой.
Приводной шкив 1 заклинен на валу 2, на котором сидят три гидравлические
фрикционные муфты 3, 4 и 5. При включении муфты 3 вращение передается
валу 6 через расположенное слева от нее (фиг. 634) и связанное с ней зубчатое
колесо — паразит — зубчатое колесо, заклиненное на этом валу (обратное вращение
шпинделя). Муфты 4 и 5 включаются для получения прямого вращения шпинделя
через передачи или-^, вал 6 и т. д. (фиг. 635). Включением этих муфт и
Zl г2
переключением трех двухсторонних зубчатых муфт 10, 11 и 24 (перебор) вправо
или влево можно получить всего 2-2-2-2 = 16 различных чисел оборотов
шпинделя.
Вилка 14, управляющая муфтой 10, которая включает колеса 2з или вала 9,
жестко связана с поршнем 13 гидравлического цилиндра 12 (фиг. 636); совершенно
так же соединены с поршнями цилиндров 16 и 25 вилки 15 и 26, управляющие
двумя остальными зубчатыми муфтами. Поворачивая распределительный кран 27
в одно из его восьми рабочих положений, впускают масло в правую или левую
полость каждого из цилиндров 12, 16 и 25 и таким образом сцепляют муфты 10,
Фиг. 635.
638
Системы управления механизмамй станков
11 и 24 с различными колесами коробки скоростей, осуществляя любую из восьми
возможных комбинаций передач. Для управления фрикционными муфтами 3—5 слу-
жит распределительный кран 28\ как видно из схемы по фиг. 635, он управляет
также обоими тормозами 7—8 и 22—23. При выключении всех фрикционных муфт
ручкой крана 28 автоматически включаются оба тормоза, причем торможение про-
любом числе оборотов шпинделя в минуту его можно
остановить 20—30 раз за один оборот.
Масло подается в систему насосом 33,
который приводится от вала 2 через кониче-
скую зубчатую передачу и валик 34.
исходит так быстро, что при
Фиг. 636.
Фиг. 637.
Добавочный кран 30 позволяет установить муфту 24 в нейтральном положении,
для юго чтобы шпиндель можно было поворачивать от руки. Поворот этого крана
изменяет направление потока масла, подаваемого в цилиндр 25 через главный
кран 27, благодаря чему поршень этого цилиндра получает движение в обратном
направлении. При эюм сухарь 29, который закреплен на муфте 24, встречает упор 29а
пробки крана 30, и муфта останавливается в нейтральном положении.
Таким образом, с помощью рукояток кранов 27 и 28 можно управлять 16 пря-
мыми и восемью обратными скоростями шпинделя. Система управления получилась,
однако, чрезвычайно сложной; ту же задачу можно решить проще и экономичнее,
чем это сделано в данной конструкции, обеспечив притом предварительный набор
числа оборотов шпинделя и подачи (см. описание системы управления отечествен-
ного радиально-сверлильного станка модели 257 на стр. 647).
Из предыдущего ясно, что, осложняя систему управления, можно с помощью
одной рукоятки или одного маховичка перемещать большое количество деталей
механизмов станка, следовательно, управлять большим числом скоростей главного
движения, подач, быстрых и установочных движений.
Используя средства электротехники, гидравлики и пневматики, особенно удоб-
ные для управления на расстоянии, можно рукоятку или маховичок системы одно-
рычажного управления отделить от самого станка, поместив их на переносном пульте.
На фиг. 637 показан стандартный подвесной пост управления 20 числами оборотов
Многорычажные и однорычаэьные системы управления
639
шпинделя карусельного станка. Для переключения скорости шпинделя нужно пере-
нести нижний рычажок в положение, обозначенное „Тормоз", поставить верхнюю
рукоятку против той цифры круговой шкалы, которая указывает требуемое число
оборотов шпинделя, и затем поднять нижний рычажок в положение „Включение
муфты". При этом электрогидравлический механизм быстро перемещает блоки колес
коробки скоростей в положения, отвечающие требуемой скорости шпинделя.
Приведенные примеры устройства однорычажных систем управления механиз-
мами станков иллюстрируют разнообразие возможных путей конструктивного реше-
ния этой задачи. Выбор комбинации механи-
ческих и других средств, наиболее целесооб-
разной в эксплуатационном и технологическом
отношениях, должен быть сообразован в каждом
конкретном случае с повышением производитель-
ности, достигаемым применением однорычаж-
ного управления, с одной стороны, и удоро-
жанием станка, обусловленным более сложной
системой управления, — с другой. При оценке
сравниваемых вариантов однорычажпого упра-
вления не следует упускать из виду существен-
ного недостатка многих из них, например, си-
стем с барабаном и т. п., — необходимости
пройти при переключении скорости или подачи
через все промежуточные значения их. Это
влечет за собой не только непроизводительные
потери времени, но и повышенный износ деталей
системы. Поэтому если переключения придется
производить часто, то варианты с такого рода
• юобенностью нежелательны.
Нужно иметь в виду, что многие загра-
ничные конструкции однорычажных систем
управления обязаны своим существованием
лишь конкуренции капиталистических фирм
и погоне за внешним эффектом, тогда как
достоинства, приписываемые этим системам
рекламой, часто являются фиктивными и в дей-
ствительности не существуют. Поэтому пе-
Фиг. G33.
критическое заимствование отдельных элементов конструкции систем управления
панков из зарубежных моделей было бы грубо ошибочным.
Шаровые рукоятки. В системах однорычажпого управления нередко
используются шаровые рукоятки, которые мотут поворачиваться в двух или несколь-
ких плоскостях, расположенных под произвольными углами друг к другу. По срав-
нению с рукояткой, движущейся в одной плоскости по окружности, шаровая
рукоятка обладает тем преимуществом, что ее не приходи т ся переводить через
нее промежуточные положения.
Фиг. 638, изображающая устройство управления четырьмя ступенями скорости,
даваемыми коробкой скоростей поперечно-строгального станка, поясняет принцип
работы шаровой рукоятки. Два передвижных двойных блока колес 7 и 8, сопря-
женных с четырьмя зубчатыми колесами ведомого вала 12, межна перемешать посред-
ством вилок 6 и 9, которые укреплены на двух параллельных тягах 5 и 10. Пере-
мещение каждой из этих тяг вместе с укрепленной па пей вилкой производится
одной рукояткой 1, укрепленной в крышке коробки па шаровом шарнире 2. Рукоятка
имеет на конце шарик 3, который можно завести в гнездо колодки 4 или 11; при
повороте рукоятки 1 она передвигает эту колодку вместе с ее тягой вдоль оси
последней и одновременно соответствующий блок колес.
Когда тяги 5 и 6 находятся в среднем положении (при этом оба блока зани-
мают нейтральное положение), гнезда колодок 4 vt 11 расположены одно против
640
Системы управления механизмами станков
другого, и шарик 3 рукоятки можно завести в любое гнездо. Напротив, лишь
только один из блоков займет рабочее положение, ввести шарик 3 в другое гнездо
уже нельзя, как это ясно из фигуры. Следовательно, в зацеплении с сопряженным
Фиг. 639.
зубчатым колесом может находиться всегда только
одно из колес блоков 7 и 8, и специальные бло-
кирующие элементы в этом механизме не нужны.
Другая конструкция однорычажного управления
посредством шаровой рукоятки показана на
фиг. 639 (схематически) и 640 (управление ко-
робкой подач бокового супорта карусельного
станка). При повороте рукоятки 3 (фиг. 639)
в вертикальной плоскости она через валик 5,
конический зубчатый сектор 6 и коническое ко-
лесо 7 поворачивает валик 8 с вилкой 9 и таким
образом передвигает в осевом направлении тягу
10, на конце которой закреплена управляющая
вилка 1. Аналогично при повороте рукоятки 3 в горизонтальной плоскости дви-
жение вилке 15 передается через хомут 4, сектор 2, коническое зубчатое колесо
11. валик 12 с вилкой 13 и тягу 14. Конструкция рукоятки показана на фиг. 640,
на которой цифровые обозначения одинаковы с принятыми на схеме (фиг. 639).
Вид по стрелке D
Используя возможность включения одной и той же шаровой рукоятки в несколько
различных цепей управления, можно с ее помощью управлять очень большим коли-
чеством скоростей или подач.
§ 78. СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ С ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫМ НАБОРОМ СКОРОСТИ
ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ ИЛИ ПОДАЧИ
Время, затрачиваемое на переключение скорости главного движения или подачи,
может быть сокращен >, если систему управления коробкой скорое гей, редуктором
или коробкой подач сконструировать так, чтобы большую часть манипуляций, необ-
ходимых для переключения, можно было производить в то время, когда станок
работает, не изменяя при этом установленной для данной операции скорости шпин-
деля, соответственно — скорости подачи. После окончания этой операции переклю-
чение скорости производи гея очень быстро одним движением рукоятки или нажи-
мом кнопки. Такие системы управления называются системами с предваритель-
ным выбором, или, точнее, набором скорости (подачи), или также
преселектииными системами.
Системы управления с предварительным набором скорости
641
Система управления может быть преселективной лишь при том условии, если
кинематические цепи, связывающие органы ручного управления с передвижными
блоками зубчатых колес или сцепными муфтами соответствующего механизма, имеют
такую структуру, что при движении элементов этих цепей во время установки их
в положения, отвечающие предстоящему переключению, управляемые детали сохра-
няют свои положения неизменными. Очевидно, что только при соблюдении этого
условия установленный режим резания не будет нарушаться манипуляциями, кото-
рые производятся рабочим для подготовки новой скорости, необходимой для выпол-
нения следующей операции.
Это требование осложняет конструкцию систем управления с предварительным
набором скорости и приводит поэтому к увеличению трудоемкости и удорожанию
узла, оснащенного таким управлением. Отсюда следует, что системы управления
с предварительным набором скорости, технически прогрессивные и удобные
в эксплуатации, экономически оправдываются лишь в таких станках, характер работы
которых требует сравнительно частого изменения скорости главного движения или
подачи. В подобных случаях сокращение непроизводительных времен, затрачивае-
мых на переключения, за счет совмещения большей доли этих времен с машинным
может дать довольно значительное увеличение производительности станка. Именно
поэтому такие системы управления применяются в револьверных станках чаще, чем
в станках всех других типов, притом для предварительного набора не только ско-
ростей шпинделя, но также и скоростей подачи.
Напротив, если машинные времена на отдельные операции значительны, как это
имеет место, например, при обработке крупных деталей на больших станках, то
обосновать экономическую целесообразность таких систем управления невозможно,
и оснащение ими ряда станков заграничных моделей с большими машинными вре-
менами преследует лишь рекламные цели. Что касается станков малых и средних
размеров, то вопрос о рациональности применения в них системы управления
с предварительным набором скорости должен решаться в каждом отдельном случае
на основании результатов технико-экономического расчета.
Одна из систем управления с предварительным набором скорости, примененная
в револьверных станках модели 1В36, известна из „Общего курса станков". Не-
которые другие системы описаны ниже.
На фиг. 641 представлена развертка коробки скоростей токарно-винторезного
станка, модернизованного на базе станка 1Д62М, с управлением с предваритель-
ным набором скоростей шпинделя (проект разработан на одном из отечественных
станкозаводов). Как видно из графика чисел оборотов шпинделя (фиг. 642), струк-
турная формула коробки имеет вид: 24 = 2-4 (2 1 1-ф 1); в действительности
коробка дает лишь 22 ступени скорости шпинделя вследствие того, что во вто-
рой переборной группе (между валами /// и IV) отношение передач сделано
равным <рв вместо ср2’4 = ф8, как это следовало бы для получения полного числа
ступеней скорости (см. § 15); поэтому две скорости п = 38 и п = 48 об/мин
перекрываются.
Описанная ниже система управления построена, однако, для 24 ступеней ско-
рости, чтобы не осложнять конструкции, и поэтому на кольцевой шкале головки
(круглой ручки) для предварительнвго набора чисел оборотов шпинделя (фиг. 643)
цифры 38 и 48 повторяются.
Переключения скоростей шпинделя производятся осевым перемещением четырех
двойных блоков колес: одного — на валу // (фиг. 641), двух — на валу ///,
одного — на валу IV и двухсторонней зубчатой муфты — на шпинделе VI. Когда
эта муфта сдвинута влево и сцеплена с зубчатым колесом двухвенцового блока,
сидящего на шпинделе вхолостую, вращение передается шпинделю непосредственно
с вала 111 для получения восьми высоких ступеней скорости от п — 240 до п =
— 1200 об/мин. Числа оборотов п — 9,5-4-190 в минуту получаются включением
этой зубчатой муфты в широкое косозубое колесо z = 64 на шпинделе; при этом
вращение от вала III передается шпинделю через сильно понижающие передачи
между валами IV и V, V и VI (шпиндель).
41 Ачеркан 13S6
642
Системы управления механизмами станков
Фиг. 641.
Фиг. 642.
tel sfe й
Системы управления с предварительным набором скорости
643
Так как изменения скоростей шпинделя производятся здесь перемещением
блоков зубчатых колес и зубчатой муфты, а не фрикционных муфт, как, например,
в коробке скоростей револьверного станка модели 1В36, то переключение этих
элементов может происходить лишь в то время, когда валы коробки вращаются
сравнительно медленно. Поэтому управление скоростями шпинделя сблокировано
с управлением главной пусковой муфтой и тормозом таким образом, что при
переключении скорости сначала включается эта муфта, притормаживаются пере-
дачи коробки и только после этого, когда валы коробки медленно вращаются по
инерции («на выбеге»), происходит перемещение блоков колес и зубчатой муфты.
Основной частью этой системы преселективного управления является шлицевый
валик XII (фиг. 641 и 644, разрезы коробки), на котором сидят кулаки. Рабочая
часть каждого кулака имеет форму диска со скошенной фаской (см. также
фиг. 645) и вырезами по периферии (фиг. 644, разрезы по АБ, ВС, ДЕ). Для
предварительного набора скорости следует повернуть головку так, чтобы против
неподвижного указателя-стрелки на корпусе коробки оказалась цифра круговой
шкалы, обозначающая желаемое число оборотов в минуту. Через коническую
зубчатую передачу, вертикальный валик (фиг. 644, разрез по ВС\ вторую кони-
ческую и цилиндрическую зубчатые передачи (фиг. 641 и 645) вращение пере-
дается шлицевому валику 2 с кулаками, которые при этом устанавливаются опре-
деленным образом соответственно положениям блоков и зубчатой муфгы, отве-
чающим требуемой скорости шпинделя. Так как система управления построена
для 24 комбинаций этих положений, го периферия каждого кулачка разделена
на 24 части по =15° каждая. Блок на валу II входит в состав основной
группы передач (см. фиг. 642), поэтому профиль соответствующего ему кулака
состоит из чередующихся выступов и впадин, занимающих по 15 на его окруж-
ности (12 выступов и 12 впадин; см. разрез по АБ на фиг. 644). Два блока на
валу 111 входят в первую переборную группу (знаменатель <ь2, см. фиг. 642),
причем левый блок (г = 52 и 44) включается для получения четырех нижних сту-
пеней скорости вала 111, правый блок (z = 36 и 28)—для получения ч тырех
верхних ступеней. Поэтому кулаки для управления этими блоками имеют одина-
644
Системы управления механизмами станков
Системы управления с предварительным набором скорости
645
ковый профиль, но смещены один относительно другого на 15°-4 = 60°. Когда
один из блоков включен, другой должен находиться в нейтральном положении,
поэтому профиль должен состоять из выступа полной высоты длиной 15°-2 = 30°
(левое рабочее положение блока), впадины 15°-2 = 30° (правое рабочее поло-
жение) и выступа половинной высоты длиной 15°-4 = 60° (нейтральное поло-
жение); этот контур повторяется на периферии кулака 3 раза (120° .3 = 360°),
как это следует из графика фиг. 642. Профиль кулака виден на разрезе по ВС
на фиг. 644.
Двойной блок на валу IV имеет два рабочих положения: левое и правое,
соответствующие одно восьми нижним, второе — восьми средним ступеням скорости
шпинделя, и одно среднее (нейтральное) положение, отвечающее восьми верхним
ступеням скорости, когда вращение передается шпинделю непосредственно
с вала III. Соответственно этому кулак блока имеет один выступ полной высоты
длиной 15°-8 = 120°, одну впадину 15°.8 = 120’ и один выступ половинной
высоты 15°-8 = 120° (см. разрез по ЖЗ на фиг. 644). Наконец, зубчатая муфта
находится в правом положении при восьми верхних ступенях скорости шпинделя
и в левом — при 16 остальных; поэтому ее кулак имеет впадину длиной 15°-8 = 120°
и выступ 15-16 = 240" (см. разрез по ДЕ).
С помощью профилированных таким образом кулаков переключение скорости
осуществляется следующим образом.
На коробке подач и на фартуке станка находится по рукоятке, которая
может быть приведена в одно из положений: обратный ход, стоп, прямой ход,
переключение.
Эги рукоятки связаны системой рычагов с вертикальным валиком коробки
скоростей. Верхний конец валика имеет форму рейки, постоянно сцепленной
с широкой шестерней, которая заклинена на валу XI (ф.тг. 641 и 645), несу-
щем барабан.
Когда рабочий, набрав предварительно желаемую скорость шпинделя, отжимает
вниз рукоятку переключения, рейка поворачивает вал XI. При этом палец,
который неподвижно укреплен в корпусе коробки и входит своим концом
646
Системы управления механизмами станков
в канавку барабана, заставляет его переместиться в осевом направлении вместе
с валом Х1\ этот вал через систему рычагов производит выключение главной
фрикционной муфты и притормаживание механизма коробки В это время рычаг,
связанный своим нижним концом с валиком кулачков (фиг. 645), остается непо-
движным, так как в течение всего этого периода ролик на его верхнем конце
движется в кольцевой части канавки, которая лежит в плоскости, перпендикуляр-
ной к оси барабана и вала XI.
При дальнейшем повороте барабана этот ролик переходит в винтовую часть
канавки, рычаг смещает вал с кулаками влево, и кулаки нажимают скосами своих
выступов на задние скосы фасонных
пластинок-ножей, форма которых видна на
фиг. 645. Ножи, двигаясь вперед, своими
передними скосами нажимают на ролики
рычагов, поворотно укрепленных на непо-
движных осях и несущих вилки, поворачивают
их в ту или в другую сторону и таким
образом посредством вилок переводят блок
или муфту в положение, отвечающее на-
бранной скорости шпинделя. Если против
ножа находится не выступ, а впадина про-
филя кулака, то при осевом перемещении
валика с кулаками этот нож останется не-
подвижным; следовательно, соответствующий
блок колес или сцепная муфта также оста-
нутся на месте.
Установив таким образом скорость шпин-
деля, рабочий поворачивает рукоятку пере-
ключения в обратную сторону. Весь описан-
ный цикл движений повторится, но в обрат-
ном порядке: вал с кулаками переместится
вправо, коробка растормозится, снова вклю-
чится фрикционная муфта, и шпиндель
начнет вращаться с новым числом оборотов.
Приведенное описание дает представление об основных принципах устройства
систем управления с предварительным набором скорости. В конструктивном отно-
шении эти системы могут сильно различаться, но общими для них остаются прин-
цип разрыва цепи управления на время подготовки очередной скорости и при-
менение переключающих фасонных кулаков, аналогичных кулакам или барабанам
систем однорычажного управления.
Система управления с предварительным набором скорости шпинделя, использо-
ванная в некоторых моделях револьверных станков Уорнер-Суэзи, принципиально
сходна с системой, примененной в станке модели 1В36. Для предварительного
набора скорости поворачивают прежде всего рукоятку 1 (фиг. 646), которая при
этом посредством детали 2 раздвигает в противоположные стороны вилки 3 тл 11,
скользящие по направляющим штангам 4 и 10 и охватывающие выточки фасонных
кулаков 5 и /2, совершенно аналогичных кулакам управления револьверного
станка модели 1В36. После этого маховичком поворачивают валик 6, на шлицах
которого сидят кулаки 5 и 12. Переключение скорости производится поворотом
рукоятки 1 в противоположном направлении. При этом происходит прежде всего
выключение главной фрикционной муфты и притормаживание валиков коробки
скоростей; затем сблизившиеся кулаки 5 и 12, воздействуя своими выступами
на пальцы рычагов 7 и 8, поворачивают их вокруг осей 9, и вилки на концах
этих рычагов переводят соответствующие блоки зубчатых колес в новые положения.
Фиг. 646 изображает устройство этой системы управления в упрощенной форме;
передача ог фасонных кулаков к вилкам, перемещающим блоки колес, принци-
пиально не отличаясь от описанной, в действительности имеет несколько более
сложное устройство.
Системы управления с предварительным набором скорости
647
В качестве последнего примера на фиг. 647 приведена схема гидрофицнро-
ванной системы управления скоростями шпинделя и подачами радиально-сверлиль-
ного станка модели 257. Система работает следующим образом.
Шестеренный насос 1 нагнетает масло в аккумулятор 2, отжимая вниз плун-
жер, который находится под давлением трех сильных пружин. После заполнения
аккумулятора необходимым объемом масла открывается отверстие, через которое
масло под давлением 10—12 апги отводится к местам смазки подшипников и зуб-
чатых колес сверлильной головки.
Подготовка необходимого переключения блоков зубчатых колес в коробке
скоростей и коробке подач производится посредством двух маховичков 6 и 7,
которые через конические передачи 8 и 9 повертывают в должные положения
Фиг. 647.
внутренние втулки избирательных цилиндров 5 и 10. При этом полости давления
последних окажутся соединенными с верхними или нижними полостями двухпози-
ционных цилиндров 4 и трехпозиционного 11, поршеньки которых жестко связаны
с рычагами вилок, переключающих блоки шестерен. Так как, однако, главный
золотник 3 пока еще закрыт и поэтому полости избирательных цилиндров не на-
ходятся под давлением, все блоки останутся в прежних положениях. Перемещения
всех блоков произойдут, как только золотник 3 будет соединен с гидросистемой
управления рукояткой 12, которая включает многодисковую муфту станка.
Как видно из схемы, дтнная система управления много проще и совершеннее
американской системы управления по фиг. 646.
Сравнение этой конструкции с описанными выше системами управления с пред-
варительным набором скорости указывает на возможность значительного упрощения
механической части этих систем при применении в них гидравлики. Тождественный
эффект достигается использованием в этих системах сжатого воздуха и электри-
ческих устройств. Можно предвидеть, что дальнейшее конструктивное развитие
систем управления с предварительным набором скорости пойдет главным образом
в направлении использования в них этих средств при одновременном упрощении
механической части.
648 Системы управления механизмами станков
§ 79. СИСТЕМЫ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ
При проектировании нового станка самое серьезное внимание должно быть
обращено на предохранение рабочего, обслуживающего станок, от травм и чрез-
мерного физического напряжения, а также и на предохранение станка, инструмента
и обрабатываемого изделия от повреждений, которые могут быть вызваны неумелым
или невнимательным обслуживанием станка, чрезмерной его нагрузкой, неожидан-
ной неполадкой, например, прекращением подачи энергии, аварией электродвига-
теля, отказом в работе смазочного устройства или другими причинами. Понятно,
что предохранение станка от аварий имеет особенно серьезное значение во всех
тех случаях, когда он предназначается для работы в линии (цепочке) станков.
Меньшее, хотя также важное значение имеет предохранение станка от непреду-
смотренной циклом работы вхолостую, что может, например, случиться с прутко-
вым автоматом, если в его шпиндель не будет своевременно заправлен новый пруток
вместо израсходованного.
Устройства, выполняющие в станке указанные функции, можно назвать предо-
хранительными в широком смысле этого термина. Для того чтобы вполне удовле-
творять своему назначению, они должны быть автоматическими.
Важнейшее значение имеют устройства для защиты жизни и здоровья рабочего,
обслуживающего станок. Эта задача решается главным образом установкой раз-
личного рода ограждений и щитков вокруг быстродвижущихся частей станка —
зубчатых передач, приводных ремней, цепей, быстроходных шпинделей (телеско-
пические ограждения) и т. п. Обязательно ограждаются также шлифовальные круги
за исключением тех случаев, когда это невозможно по характеру работы круга
(внутреннее шлифование), а иногда и быстровращающиеся фрезы. В таких станках,
где рабочему может угрожать увечье От быстро сходящей или отлегающей стружки,
необходимо устраивать специальное ограждение в виде щитка или экрана для
защиты от нее; для того чтобы не затруднять наблюдения за ходом обработки
изделия, такие ограждения целесообразно изготовлять из прочной, небьющейся
прозрачной пластмассы. С той же целью применяют устройства для смывания или
сдувания (выдувания) мелкой стружки. Следует иметь в виду, что для современ-
ных станков, предназначенных для скоростной обработки металлов, проблема
предохранения рабочего от увечий стружкой, сходящей со станка с огртмной
скоростью, приобретает решающее значение. Одно из средств борьбы с этой
опасностью — применение стружюломов различной конструкции или специальных
приспособлений, дробящих отделяющуюся стружку.
С целью предохранения рук рабочего от увечий в петли дверец или крышек,
закрывающих кожухи гитар со сменными зубчатыми колесами, или откидных щи-
тов, закрывающих приводные ремни или цепи и т. п., встраивают кнопку или
электрический контакт, прерывающий ток в цепи двигателя, если рабочий откроет
дверцу или под.1 имет щит во время работы станка. Иногда с той же целью рас-
полагают орган управления, выключающий вращение сменных колес, так, что, не
повернув его в нейтральное положение, нельзя открыть дверцу.
Для зашиты дыхательных путей и легких рабочего от абразивной и металли-
ческой пыли у станков, работающих абразивным инструментом, следует предусма-
тривать эксгаустер и пылеотсасывающее устройство.
Обязательное заземление электрооборудования станка, защита электроаппара-
туры надежными кожухами, изоляция рукояток, рубильников и переключателей,
применение низковольтной осветительной аппаратуры, размещение электроаппара-
туры в закрытых шкафах предохраняют рабочего от поражения электрическим
током.
Для предохранения рабочего от чрезмерного физического напряжения съемные
детали станка — крышки, кожухи, поддержки, кронштейны, иногда и сменные ре-
менные шкивы и т. п. —- изготовляют литыми из легкого сплава или сварными из
листовой стали. Станки, на которых будут обрабатываться тяжелые изделия, обо-
рудуют подъемным устройством, облегчающим установку и крепление заготовки
и снятие со станка обработанного изделия.
Системы предохранительных устройств
649
На станках для обработки заготовок из магния и магниевых сплавов необхо-
димы специальные устройства для защиты рабочего от ожогов в случае самовос-
пламенения стружки.
Все устройства, необходимые для безопасности рабочего, обслуживающего ста-
нок, конструктор должен предусмотреть в процессе разработки технического
проекта и конструировать одновременно с остальными деталями соответствующего
узла. Защитные устройства, пристроенные дополнительно, ухудшают внешний вид
станка, а иногда к тому же настолько затрудняют его обслуживание, что рабочий
предпочитает снять их.
Конструкции различного рода устройств указанного назначения изучаются
в курсе „Техника безопасности" и поэтому подробнее здесь не рассматриваются.
Устройства для предохранения станка и инструмента от поломок или повре-
ждений, а обрабатываемой заготовки — от брака можно распределить на три основ-
ные группы.
Блокировочные устройства (блокировки), которые должны обес-
печивать:
1) невозможность включения в одной группе передач (см. примечание на
стр. 76) коробки скоростей, коробки подач и тому подобных механизмов одно-
временно двух или более зубчатых передач, что неизбежно привело бы к по-
ломке колес, валиков или других деталей;
2) невозможность одновременного включения двух несовместных движений, как,
например, прямого и обратного вращения шпинделя или круглого стола, подачи
супорта от ходового валика и от ходового в шта в токарно-винторезном станке,
подачи шпинделя и перемещения сверлильного супорта вдоль рукава в радиально-
сверлильном станке и т. п.;
3) невозможность выполнения некоторых операций управления иначе, как лишь
в определенной последовательности, например, невозможность включения главного
движения и рабочей подачи ранее надежного закрепления заготовки и зажима
устанавливаемых при наладке частей станка, включения пусковой муфты до осво-
бождения тормозов, переключения подвижных блоков зубчатых колес, кулачных
и зубчатых муфт в коробке скоростей до притормаживания, включения главного
движения и рабочей подачи ранее пуска насосов смазки и охлаждения, выключе-
ния фрегерного шпинделя ранее выключения рабочей подачи;
4) блокировочные устройства необходимы также в тех случаях, когда некото-
рые операции или файл рабочего цикла станка должны выполняться не только
в определенной последовательности, но также и с определенными интервалами
времени между ними.
Ограничители хода имеют в станках двоякое назначение.
Одни из них прекращают движение перемещающихся частей или узлов станка
по достижении ими допустимых предельных пол «жений во избежание схода с на-
правляющих или столкновения с другими неподвижными частями станка, с инару-
ментами или заготовкой. Такие уттр йства используются, например, для ограниче-
ния подъема и опускания поперечины карусельного или продольно-фрезерного
станка, рукава радиально-сверлильного станка, супорта зубофрезерного станка, для
ограничения продольных перемещений кареток и суиортов станков различных
типов, столов продольно-строгальных и шлифовальных станков по направляющим
станины и в ряде других случаев дтя аналогичных целей.
Такие ограничители, срабатывающие в неизменных предельных точках пути
подвижной части станка, можно назвать предельными ограничителями хода.
Другие ограничители имеют назначением выключив движение стола, супорта,
головки или другого узла в точках нуги, устанавливаемых при наладке станка
соответственно длине и положению хода, которые необходимы для выполнения
операций обработки или отдельных проходов. Эти ограничители хода можно
назвать сообразно с их назначением размерными или технологическими либо также
регулируемыми (устанавливаемыми) в отличие от отраничителей перв го рода,
которые в большинстве случаев занимают в станке неизменные положения.
650 Системы управления механизмами станков
Таким образом, предельные ограничители хода имеют основным назначением
предохранение станка от аварии; функцией размерных (технологических) ограни-
чителей является главным образом обеспечение такого выполнения обработки,
в результате которого изделие получило бы требуемые размеры, иначе говоря,
предохранение изделия от брака по размерам.
Размерные ограничители хода необходимы прежде всего для ограничения хода
инструмента относительно обрабатываемой заготовки во всех случаях, когда ко-
нечное положение инструмента определяет размеры изделия или когда движение
инструмента далее определенного положения могло бы привести к его поломке.
Поэтому размерные ограничители хода особенно широко применяются в станках,
предназначенных для выполнения таких работ, как обточка, расточка, шлифование
и фрезерование до заплечика или уступа, подрезка с тыльной стороны фланцев,
врезное шлифование, обработка глухих отверстий, нарезание резьб. Кроме того,
они служат для ограничения холостых путей инструмента или стола с заготовкой
в целях сокращения до минимума непроизводительных времен работы станка. Сле-
довательно, размерные ограничители хода могут быть отнесены к категории пре-
дохранительных устройств станка лишь с известной долей условности.
Нужно иметь в виду, что ограничители холостых ходов способствуют эконо-
мии электроэнергии и повышению средневзвешенного коэфициента мощности
короткозамкнутых асинхронных двигателей. В масштабе предприятия в целом эко-
номический эффект, достигаемый применением таких ограничителей хода, доста-
точно велик для того, чтобы не пренебрегать ими при проектировании новых
станков и модернизации имеющихся.
Предохранители от чрезмерных напряжений и пр. В процессе
эксплуатации станка возможны случаи чрезмерной перегрузки его вследствие не-
правильно выбранного режима резания, неоднородности материала заготовки или
больших колебаний обрабатываемости последнего в одной и той же партии,вслед-
ствие не замеченного во-время затупления инструмента или выхода из сгроя
одного из электродвигателей (например, главного двигателя фрезерного станка
с раздельным приводом шпинделя и подач). Следствием такой перегрузки может
явиться настолько значительное повышение напряжений в материале некоторых
деталей станка, что оно приведет к поломке или неупругой деформации их, либо
к опрокидыванию или даже аварии двигателя. Недопустимы также и нагрузки,
влекущие за собой хотя бы и упругие, но настолько большие деформации неко-
торых деталей, что результатом этого явилось бы нарушение нормальной работы
механизмов станка, а отсюда — повышенный износ, толчки, вибрации и т. д. Это
может случиться, например, при чрезмерном прогибе валиков, несущих зубчатые
колеса, чрезмерном скручивании ходового валика или винта и т. п.
Серьезными последствиями угрожает также чрезмерное повышение темпера-
туры трущихся поверхностей станка, особенно подшипников и направляющих,
которое может быть вызвано как перегрузкой станка, так и отказом или неполад-
ками в работе смазочной системы. Результатами тепловых и механических пере-
напряжений бывают обычно заедание в подшипнике, задиры на поверхности напра-
вляющих, а если станок не будет быстро остановлен и после этого — резкое
самоторможение и авария станка или двигателя. Отказ в работе системы охлажде-
ния влечет за собой выход из строя инструмента и повреждение обрабатываемой
поверхности, если эта неполадка не замечена во-время. Кроме устройств, которые
имеют назначением предохранить станок от опасных последствий перечисленных
причин, в некоторых станках применяются специальные предохранительные
остановы, которые мгновенно останавливают станок, например, в случае из-
расходования прутка в одном из шпинделей пруткового автомата, в случае разрыва
ремня или цепи нт. п. Остановами называются также устройства, выключающие
привод станка по окончании рабочего цикла, если для снятия обработанного изделия
и загрузки станка необходима его остановка, как это бывает в большинстве случаев.
Все перечисленные устройства могут удовлетворительно выполнять свои функ-
ции лишь при условии вполне автоматическою действия.
Системы предохранительных устройств 651
А. Блокировочные устройства
Невозможность одновременного включения двух или более зубчатых передач
в одной группе коробки скоростей, коробки подач или тому подобного много-
валового механизма достигается проще всего такой конструкцией последнего, при
которой передвижные зубчатые колеса, сидящие на одном валу, объединены в один
блок. При этом возможность опасного включения полностью устраняется.
Задача блокировки передач успешно решается рациональной конструкцией ме-
ханизма управления. При однорычажном управлении одновременное включение двух
различных чисел оборотов шпинделя или двух различных подач невозможно, так
как положению управляющего органа отвечает лишь одна возможная комбинация
положений зубчатых передач и муфт механизма. Также и в случае многорычаж-
ного управления бывает возможно обойтись без специальных блокировочных эле-
ментов, если объединить в одной рукоятке или в одном маховичке управление
теми деталями механизма, одновременное включение которых привело бы к аварии.
Если, напротив, сконструировать управление таким образом, чтобы для пере-
мещения каждого из передвижных блоков на одном валу служили отдельные ру-
коятки или чтобы муфты и тормоз управлялись отдельными органами, то оши-
бочные опасные для станка включения в таких случаях могут иметь место, и
поэтому соответствующие органы управления должны быть сблокированы. То же
относится к управлению кинематическими цепями движений несовместных или та-
ких, которые должны происходить в определенной последовательности. В подоб-
ных случаях задача блокировки может быть решена различными средствами —
механическими, электрическими, гидравлическими или комбинацией их.
Механические блокировочные элементы связываются с соответствующими орга-
нами управления (рукоятками, маховичками, штурвалами и пр.) и имеют конструк-
цию, определяемую характером блокируемых движений и расположением основ-
ных частей цепи управления. Схемы наиболее простых и дешевых конструктивных
решений показаны ниже.
1. Блокировка параллельных валов. На валах, на которых закли-
нены органы управления, закрепляют взаимно блокирующиеся детали в виде, на-
пример, дисков или секторов с вырезами по схеме фиг. 648. В положении а воз-
можно, очевидно, свободное манипулирование любой из рукояток. Лишь только
одна из них выведена из нейтрального положения, диск второй рукоятки засто-
порен, и поворот другого вала невозможен (фиг. 648, б, заперт правый вал).
Чтобы освободить этот вал, необходимо прежде поставить рукоятку другого вала
в нейтральное положение.
На фиг. 649 блокиро.вка осуществлена при помощи двух секторов (или ди-
сков) 1 и 3 с вырезом и качающегося рычажка 2. В положении, изображенном
на фигуре, заперта правая рукоятка. Другой вариант, с пружинным блокирующим
фиксатором, схематически изображен на фиг. 650, не требующей пояснений.
2. Блокировка взаимно перпендикулярных валов. При по-
мощи элементов, аналогичных изображенным на фиг. 648 — 650, могут быть сбло-
кированы также взаимно перпендикулярные валы. Пример применения для этой
цели дисков с вырезами представлен на фиг. 651 (заперт нижний валик).
3. Блокировка прямолинейно движущихся деталей может
быть осуществлена, как показано схематически на фиг. 652 для случая парал-
лельно движущихся деталей управления и на фиг. 653 —для деталей, которые
движутся во взаимно перпендикулярных направлениях. На фиг. 654 изображена
схема блокировки валика 1 и прямолинейно движущейся детали 2: в положении а
заперта деталь 2, в положении б, показанном штриховыми линиями, заперт валик.
При помощи описанных простейших блокировочных элементов может быть
сделано невозможным одновременное включение двух или более несовместных пе-
редач или несовместных движений. Для создания определенной последовательности
операций управления с выдержкой интервалов времени между ними или без тако-
вой используются электрическая или гидравлическая аппаратура или комбинация
652
Системы управления механизмами станков
Фиг. 64й.
Фиг. G49.
Фиг. 650.
Фиг. 651. Фиг. 652.
по Си
,1____________________________________________I
Фиг. 653.
Фиг. 654.
Системы предохранительных устройств
653
той и другой. Пример использования гидравлики для целей блокировки можно
видеть на приведенной выше фиг. 611 (узел внутришлифовального станка
модели 3250). Как только включается автоматическая подача стола от гидропривода,
масло под давлением, поступая под поршень 4 (см. фиг. 611), отжимает его вправо,
преодолевая сопротивление пружины 2, и вилка 3 выводит шестерню z = 16 из
зацепления с колесом z — 36. При выключении гидравлического перемещения
стола краном „пуск—стоп" давление в гидросистеме падает настолько, что пру-
жина 2 отжимает поршень 4 влево, и колеса z~ 16 и z = 36 автоматически вво-
дятся в зацепление. Таким образом, в течение всего времени, пока происходит
автоматическая продольная подача стола, механизм его ручного продольного пе-
ремещения выключен, и маховичок 1 не вращается, как это и требуется прави-
лами техники безопасности (см. стр. 611). Блокировка ручной и автоматической
продольных подач стола работает здесь автоматически. Аналогичные устройства
имеются и в других шлифовальных станках отечественного производства.
D? С? в
В С, о,
В связи с непрерывным совершенствованием систем
управления современных станков и широкими возмож-
ностями использования средств электротехники и гидра-
Главный Mi
cameuo
ЗлектиодВигапкль
подачи
Фиг. 656.
Фиг. 655.
влики для целей блокировки применение механических блокировочных элементов,
подобных описанным выше, становится все более ограниченным. Напротив, все
более используются блокировки электро-, гидро- и электрогидромеханические.
Конструкции их чрезвычайно многочисленны, разнообразны и не могут быть рас-
смотрены здесь подробнее. Лишь для примера на фиг. 655 схематически пока-
зано устройство блокировки электродвигателей привода шпинделя и привода по-
дач фрезерного станка, обеспечивающее выключение главного двигателя после
прекращения подачи стола. При выключении двигателя подачи рубильником или
выключаталем 1 катушка соленоида 2 обесточивается, и его сердечник начинает
опускаться, притормаживаемый в своем движении механизмом 4. Через 1—2 сек.
сердечник опускается настолько, что штифт 3 поворачивает рычажок 5; через
тягу 6 последний выключает рубильник 7 главною двигателя, и фрезерный шпин-
дель останавливается.
В случаях, подо'ных этому, необходимая последовательность фаз управления
обеспечивается лучше всего концентрацией управления в одном органе. На фиг. 656
рукоятка А управляет обоими двигателями фрезерного станка. При переводе ее
из среднего (нейтрального) положения в любое из положений В включается дви-
гатель привода фрезерного шпинделя. При дальнейшем повороте ее в положе-
ние Cj или С2 она включает через контактор двигатель подачи, и стол получает
рабочую подачу вправо (С\) или влево (С2). Таким образом, главный двигатель
включается всегда раньше подачи, а выключается позже нее. Если перевести рукоятку
еще дальше, из положения С в положение D, то соленоид переключает муфты в ме-
ханизме привода стола и стол получает быструю подачу вправо (В>г) или влево (В2)
до тех пор, пока рабочий удерживает рукоятку в этом положении; как только
он отпустит рукоятку, она автоматически возвращается в положение С, и стол на-
чинает двигаться со скоростью рабочей подачи. Пример использования гидравлики
для целей блокировки можно видеть на упомянутой фиг. 611 (стр. 623).
654 Системы управления механизмами станков
Б. Ограничители хода
Выбор схемы и конструкции устройства для автоматического ограничения хода
зависит от функции этого устройства (предельный или размерный ограничитель)
и от требуемой точности ограничения пути перемещающейся части станка.
Предельные ограничители хода обычно занимают в станке неизменное положе-
ние, и к точности их срабатывания не предъявляют высоких требований, так как
они устанавливаются с таким расчетом, чтобы движущаяся часть станка не дохо-
дила до опасного конечного положения по меньшей мере на 3—4 мм, а нередко
и больше. Поэтому для предельных ограничителей точность + 0,5 н-1 мм доста-
точна при всех условиях, а во многих случаях она может быть и много ниже,
порядка нескольких миллиметров.
Если перемещение супорта, головки, стола, поперечины и т. п. производится
от отдельного электродвигателя, то остановку этой части станка в каждом из ее
предельных положений проще всего обеспечить посредством электрических конеч-
ных выключателей простого или лучше моментного действия: движущаяся часть,
встречая шток или рычаг такого аппарата, нажимает на него и выключает двига-
тель. Ход штока этих выключателей довольно велик (10—15 мм) и для увели-
чения точности ограничения хода между движущейся деталью и конечным выклю-
чателем можно ввести рычаг с соответствующим отношением плеч. Наибольшая
точность останова при применении обычных конечных выключателей без всяких
дополнительных устройств лежит в пределах около 0,5—1 мм в зависимости от
конструкции аппарата и некоторых других факторов (см. ниже). При необходи-
мости более точного ограничения хода можно применить микровыключатель или
какое-либо из других устройств, используемых в станках в качестве размерных
ограничителей хода.
В тех случаях, когда часть станка, движение которой должно автоматически
прекращаться в предельных точках пути, не обслуживается отдельным двигателем,
ее остановка в этих точках производится разрывом ее кинематической цепи, для
чего может быть использовано любое из устройств, применяемых для размерного
ограничения хода.
Размерные (технологические) ограничители должны, как правило, ограничивать
ход значительно точнее, чем предельные ограничители, поскольку от этого зави-
сит точность размеров обработанного на станке изделия.
Для станков некоторых типов нормы точности автоматического выключения
продольных и поперечных перемещений супортов, головок и т. п. установлены
соответствующими ГОСТ „Нормы точности станков“.
В каждом конкретном случае точность срабатывания размерного ограничителя
определяется величиной поля допуска того размера изделия, который контроли-
руется данным ограничителем; поэтому она часто измеряется немногими сотыми,
а иногда и тысячными долями миллиметра. Следовательно, обычные конечные
выключатели в подобных случаях уже непригодны.
Микровыключатели срабатывают много точнее благодаря тому, что ход их
штифта лежит в пределах 0,5—0,8 мм. Однако опыт показывает, что и они ока-
зываются сами по себе недостаточными, если требуется высокая точность ограни-
чения хода: часть станка, путь которой ограничивается, продолжает после выклю-
чения мотора двигаться по инерции в течение некоторого (хотя и очень малого
большей частью) времени, пока ее кинетическая энергия не будет полностью израс-
ходована на работу сил трения. Пройденный по инерции путь тем больше: а) чем
больше величина этой энергии, т. е. чем больше скорость в момент выключения
привода и масса движущейся части, и б) чем меньше сопротивления трения в ки-
нематической цепи этой части станка. Особенно большую роль играет здесь ско-
рость ограничиваемой в своем движении части, поскольку кинетическая энергия
последней пропорциональна квадрату этой скорости.
Точность ограничения хода зависит еще и от того, должна ли реверсиро-
ваться соответствующая часть станка тотчас же после остановки или нет. В пер-
Системы предохранительных устройств
655
вом случае точность ограничения, производимого с помощью конечного переклю-
чателя, выше, так как электродвигатель в процессе реверсирования тормозится
противовключением.
Из сказанного следует, что точность ограничения хода при использовании для
этой цели конечных выключателей или переключателей может колебаться в отно-
сительно широком диапазоне, завися не от одних только электрических факторов.
При помощи конечных переключателей можно добиться точности ограничения
хода до 4 0,02^-9,03 мм\ при этом двигатель реверсируется противовключением.
Для многих случаев такая точность оказывается вполне достаточной. Иногда бы-
вает достаточной даже значительно мень-
шая точность, в пределах примерно
4 0,1-г-0,5 мм, достигаемая торможе-
нием двигателя противовключением. В
подобных случаях самым простым будет
обычно вариант ограничения хода при
помощи конечных выключателей или
переключателей, управляемых от упо-
ров — путевых кулачков, которые
укрепляются для этого в соответст-
вующих местах движущейся части
станка (например, в пазу на боковой
грани стола, на торцевых гранях сала-
зок, в барабане упоров и т. п.) и воз-
действуют на выключатели непосредст-
венно через рычажную систему. Это
относится в особенности к ограниче-
нию хода таких частей станка, которые
должны реверсироваться в концах
хода, так как механические реверсирующие устройства сложнее электрических
и- гидравлических. Необходимо лишь предусмотреть, составляя электрическую
схему, надежное действие этих аппаратов и предохранение от перебега на случай
отказа их.
При необходимости в более высокой точности ограничения хода, до +0,001 мм,
приходится обращаться к механическим либо комбинированным электромеханическим
или электрогидромеханическим устройствам. Опыт показывает, что при надлежащей
конструкции механических ограничителей хода они работают точнее электрических,
позволяя ограничивать прямолинейное движение с точностью в пределах +0.001-J-
-4-0,01 мм.
В основе работы механических систем точного ограничения хода, несмотря на
разнообразие их конструктивного исполнения, лежит следующий общий принцип:
часть станка, движение которой требуется ограничить, встречает в определенной
точке своего пути жесткий (мертвый) упор, закрепленный на неподвижной
части станка; сопротивление дальнейшему движению возрастает вследствие этого
настолько, что кинематическая цепь привода движущейся части разрывается
или движение ее изменяется таким образом, что движение ведомой части пре-
кращается. Это может быть осуществлено различными способами; наиболее
распространенные показаны схематически на фиг. 657, а—в. На первой схеме
при встрече салазок 2 с жестким упором 1 салазки останавливаются, и фрик-
ционная муфта 3 начинает буксовать; это продолжается до тех пор, пока
салазки не будут отведены от упора, например, реверсированием электродвигателя.
На схеме фиг. 657, б фрикционная муфта заменена кулачной (храповой); при усло-
вии правильно выбранного угла наклона рабочих граней кулачков муфта 3 будет
работать аналогично фрикционной муфте в предыдущей схеме. На фиг. 657, в
схематически изображен привод посредством падающего червяка 3; путевой кула-
чок /, закрепленный на салазках, встречая упор, связанный с одной из опор червяка,
заставляет эту опору переместиться, червяк поворачивается и выходит из зацепле-
656
Системы управления механизмами станков
ния с сопряженным элементом — рейкой, как показано на схеме, или чаще червячным
колесом. Из всех этих вариантов наплучший в смысле точности ограничения хода
последний, так как при применении его выключаются тихоходные детали, инерция
мала, следовательно, мал также выбег по инерции.
Падающий червяк и падающий рычаг с кулачной муфтой дают точность огра-
ничения хода при холостом ходе около 0,02—0,03 мм, под нагрузкой же лишь
0,2—0,15 мм. Жесткий упор ограничивает ход с более высокой точностью
(см. ниже).
Варианты решений, схемы которых изображены на фиг. 657, не являются един-
ственно возможными. Кинематическая цепь может быть разорвша также разводом
половинок разъемной маточной гайки или расцеплением зубчатой передачи; кон-
структивное решение получается в последнем случае особенно простым, если
применить накидное зубчатое колесо, выпадающее из зацепления под действием
сопротивления движению, подобно падающему червяку. В кинематическую цепь
।------------------1 можно также включить эпицикли-
у । ртл ? л ° -к ческую передачу. Во время движе-
Ет Г.'.тЕ—( ) ния салазок, стола и т. п. оси са-
I—J L3L1 ‘-°—тН >— Ч теллигов, удерживаемые на месте,
К например, пружинами, неподвижны,
й'иг. 658.------------------<. и передача работает как обычная
(не эпициклическая) зубчатая пере-
дача. Когда салазки или стол натолкнутся на жесткий упор, ведомое зубчатое колесо
передачи должно по необходимости остановиться, и сателлиты начинают поэтому
обкатываться вокруг него. При такой конструкции ограничения хода кинематиче-
ская цепь не разрывается, так как все зубчатые колеса механизма остаются в за-
цеплении, происходит лишь видоизменение характера работы этой цепи.
Применение неподвижных жестких упоров, укрепленных на неподвижной части
станка, позволяет получить наибольшую достижимую точность ограничения хода.
Гарантировать же ограничение хода с неизменной (повторяющейся) точностью
порядка 0,002 — 0,003 мм можно все же лишь при особо благоприятных условиях,
указанных выше (стр. 654). Необходимо также, чтобы сам жесткий упор и сталки-
вающаяся с ним поверхность путевого кулачка или движущейся часщ обладали
большим сопротивлением деформации. Если такое особо благоприятное сочетание
условий отсутствует, то и при ограничении хода жесткими упорами возможно до-
стигнуть ограничения хода лишь с точностью не выше + 0,01 мм, а часто только
0,05 мм (точность ограничения хода зависит от массы ограничиваемого в своем
движении узла и скорости подачи).
Устройства для ограничения хода по схемам фиг. 657, а и б имеют тот недо-
статок, что буксование фрикционной или прощелкивание храповой муфты продол-
жается до тех пор, пока рабочий не отведет от упора супорт или стол. При
многостаночном обслуживании возможен поэтому повышенный износ таких муфт,
бесполезный расход электроэнергии и пр. Недостаток ограничителей хода в форме
падающего черьяка — необходимость включения его от руки для реверсирования
салазок.
С целью устранения этих недостатков чисто механических ограничителей хода
при сохранении точности работы по жесжим упорам применяют комбинированные
электромеханические устройства. Схемы и конструкции их весьма разнообразны.
В одних используются электромагнитные или тепловые реле, выключающие двига-
тель при внезапном возрастании силы тока в момент встречи дв тжущейся части
станка с жестким упором. В других одновремтнно с муфтой или падающим червя-
ком срабатывает конечный выключатель, который через контактор выключает
двигатель (фиг. 658). Хорошие результаты в отношении точности ограничения
хода дало устройство, схематически изображенное на фиг. 659. Гайка ходового
винта связана здесь с салазками или столом не жестко, а через посредство пружин,
натяжение к/горых должно быть отрегулировано соответственно наибольшему
допустимому усилию подачи. Когда салазки дойдут до одною из жестких упоров,
Системы предохранительных устройств
657
закрепленных в соответствующих местах станины, они остановятся. Так как ходо-
вой винт продолжает вращаться, гайка начнет перемещаться внутри салазок,
сжимая пружину, и когда ее контактный винт дойдет до соответствующего ко-
нечного выключателя или переключателя, он выключит пли реверсирует электро-
двигатель. Время выдержки салазок в концах хода можно устанавливать, как
эго требуется, регулируя контактные винты в маточной гайке. При недостаточ-
ной жесткости пружин применение устройств подобного рода может привести
к неравномерной подаче.
В последнее время в таких высокоточных станках, как, например, коорди-
натно-расточные, получили применение системы с электроиндуктивным отсчетом и
отключением („электроиндуктивныйупор”), дающие очень высокую точность ограни-
чения хода. Одна из таких систем, разработанная группой инженеров па заводе
фрезерных станков им. Кирова, примененная в координатно-расточном станке
мод. 2430, обеспечивает точность остановки стола при отсутствии тормоза 0,02 мм.
Конструкция упоров должна допускать прочное и надежное крепление их. Сами
упоры должны быть износостойкими и жесткими, так как деформация их может
свести на-нет все остальные конструктивные мероприятия, которые имеют целью
достигнуть высокой точности ограничения хода; поэтому необходимо, в частности,
избегать свисающих (консольных) упоров. Рабочие поверхности их должны быть,
как правило, закалены. Способ крепления упоров зависит от конструкции тех частей
станка, на которых они располагаются. Для этой цели часто служат Т-образные
пазы в станине, салазках и т. д. Иногда неподвижные упоры имеют форму стопор-
ных колец, которые закрепляются на круглой штанге, монтированной сбоку ста-
нины, стола, салазок. Нередко упор имеет форму винта, непосредственно ввинчен-
ного в соответствующую деталь станка.
Для точной установки длины хода или дуги поворота один из пары сопряжен-
ных упоров должен быть снабжен микрометрическим винтом или кольцом либо
аналогичной деталью. На фиг. 660 жесткий упор 2, закрепленный на станине
двумя винтами 3, служит для ограничения продольного хода супорта. Микрометри-
ческий винт 1 имеет здесь лимб, позволяющий регулировать длину пути салазок
с точностью до 0,01 мм (цена деления лимба). Аналогичное устройство приме-
нено здесь и для ограничения поперечного самохода супорта; различие заключается
лишь в том, что микрометрическим винтом 5 снабжен пе жесткий упор 4, а по-
движный (путевой кулачок) 6.
На фиг. 661 упор 5 закрепляется на станине планкой-прихваткой 6 с зубьями,
которые входят во впадины рейки 8; два винта 7 притягивают планку к упору и
чаким образом намертво крепят его к станине. Микрометрический винт 1 имеет
опоры во втулках 2 и 4\ для точной установки его служит гайка 3 с делениями
на поверхности а. От вращения винт 1 удерживается шпонкой во втулке 2.
В качестве примера применения упора в форме кольца можно привести устрой-
ство вертикально-сверлильных станков моделей 2135 и 2150, используемое для
ограничения глубины сверления. Конструкция этого устройства известна из „Общего
курса станков”.
42 а черкан
138b
658
Системы управления механизмами станков
При работе на станках с супортами или головками, несущими несколько
инструментов, длины хода этих инструментов, вообще говоря, различны. Следова-
тельно, для каждою из них требуется по крайней мере один отдельный упор;
сопряженный упор — обычно один, общий для
всех. При больших различиях
в длинах ходов общий упор приходится иногда конструировать таким образом,
чтобы его можно было быстро перестанавливать в несколько различных положений.
низма упоров револьверных станков моделей 136 и
приведены на фиг. 662 — 668.
Несколько ограничи-
телей хода можно исполь-
зовать также при обра-
ботке ступенчатых вали-
ков и тому подобных
деталей на станках, кото-
рые оснащены лишь од-
ним инструментом. Типич-
ные примеры конструк-
тивного решения указан-
ной задачи известны из
„Общего курса станков',
в котором рассматр i-
вается устройство меха-
1336. Другие примеры
На фиг. 662 изображен поворотный упор к токарному станку, сконструиро-
ванный на одном из отечественных заводов. Этот упор используется при обра-
ботке ступенчатых деталей, подобных изображенной на фигуре внизу. Он состоит
из призмы 5, закрепляемой в
нины посредством планки 6
и болта 7 с гайкой 4 и
шайбой. Диск 3 с несколь-
кими (в данном случае с
четырьмя) упорами 13 укреп-
лен поворотно на пальце 10,
который ввинчен в призму 5
и застопорен штифтом 8.
Стальные упоры 13 с
закаленной пяткой ввинчи-
ваются в диск 3 упоров так,
чтобы каждый из них вы-
ступал из диска на должную
длину, и законтриваются
накатанными гайками 11,
под которые на диске 3 сде-
ланы лыски. Регулировка
соответствующем месте передней направляющей ста-
упоров облегчается заштифтованными на них накатанными кольцами 12. Каждое
положение диска с упорами фиксируется пружинным фиксатором 1, которому
в теле призмы 5 отвечают гнезда 14 (по числу упоров) с запрессованными в них
стальными калеными втулочками 2 (зазор между концом фиксатора 1 и втулочкой 2
показан на фигуре утрированно большим). Такая же втулочка 9 надета на па-
лец 70; этим достигается длительное отсутствие игры в тех сопряжениях этого
устройства, от которых зависит точность его работы.
Опыт применения этого несложного устройства, сильно облегчившего обработку
на станке ступенчатых валиков, дал очень хорошие результаты.
Устройство для ограничения хода токарного супорта с четырехрезцовой голов-
кой, показанное на фиг. 663, содержит четыре упора, каждый из которых кон-
структивно оформлен подобно упору по фиг. 661 (микрометрический винт 9,
гайка 5 для установки винта, Д'айка 6 для компенсации зазора в резьбе, лимб 7).
Системы предохранительных устройств 659
Упоры монтированы в четырех отростках корпуса 8, поворотно укрепленного на
пальце с фланцем 3 посредством гайки 12 и шайбы 10. Этот фланец привинчен
к кронштейну 1, который закреплен па станине планкой 13. В микрометрических
винтах крепятся на резьбе сменные упоры 11, размеры которых выбираются со-
ответственно требуемым длинам хода. На каретке 14 закреплен винтами и контроль-
ными штифтами постоянный упор 13. Корпус с упорами фиксируется в каждом
из четырех положений нагруженным пружиной 4 шариком 2, которому отвечают
четыре лунки во фланце 3.
В револьверных и карусельных станках длина хода каждого из инструментов
револьверной головки и поперечного или бокового супорта ограничивается отдель-
ным упором. Каждая группа упоров, соответствующих одному супорту, разме-
щается на валике, барабане либо на специальной плите. Барабан или валик упоров
револьверной головки обычн> связывается с ней зубчатой передачей таким обра-
зом, что при повороте головки на следующее инструментальное гнездо поворачи-
вается на одно деление также этот барабан или вали.,. Благодаря этому рабочий
избавлен от необходимости после поворота вручную револьверной головки повора-
чивать тотчас же и валик упоров, и выключение подачи каждого инструмента
в должной точке его хода гарантировано.
Значительно реже связывается барабан упоров с поворотной головкой попе-
речного или бокового супорта. Так как возможности обработки несколькими рез-
цами этой головки используются в практике достаточно часто, то при проекти-
ровании новых станков с поворотными мпогоинструментными головками желательна
автоматизация барабана поворота упоров одновременно с поворотом револьверной
головки. Иначе рабочий может забыть повернуть этот барабан, и тогда брак
изделия или поломка инструмента неизбежны; возможна и авария станка.
Деталь, несущая переставные упоры, может иметь различные формы. В револь-
верных станках типа 136 она представляет собой длинный валик с продольными
пазами для крепления упоров, в револьверных станках модели 1336 — барабан
большого диаметра, соосный с 16-гнездовой револьверной головкой, также с про-
дольными канавками. Обе конструкции известны из „Общего курса станков". В кон-
струкции по фиг. 664 с барабанной револьверной головкой 1, как у станка мо-
дели 1336, барабан 2 имеет в отличие от последнего не продольные, а кольцевые
канавки, в которых крепятся колодки 3 с винтами 4. Некоторое преимущество
канавок такой формы, заключающееся в том, что колодки упоров не могут сме-
ститься в осевом направлении, не искупает существенного недостатка — трудности
установки упоров соответственно положениям инструментальных гнезд револьверной
гсловки. При продольных пазах на барабане или валике это затруднение отпадает.
Барабан упоров должен быть защищен от стружки. В этом смысле располо-
жение барабана, принятое, например, в станке модели 1336, заслуживает пред-
почтения.
Если длины ходов отдельных инструментов сильно различаются, то жесткий
упор, сопряженный с переставным упором, также делают переставным.
Типичным для ограничения ходов револьверного супорта является устройство,
применяемое для этой цели в револьверном станке модели 136, известное из
„Общего курса станков". Для ограничения продольных ходов поперечного супорта
револьверного станка модели 136 служит устройство, изображенное на фиг. 665, а
и б (разрезы фартука поперечного супорта).
В верхней части фартука, с левой стороны, находится барабан 3 с шестью
переставными упорами 1 в виде винтов, которые после отрегулировки фиксируются
стопорными винтами 2. На барабане упоров проточена круговая канавка а, про-
филь которой имеет форму /“ |. В эту канавку входит конец пружинного
штифтика 10 (фиг. 665, б).
Когда упор, находящийся в рабочем положении, дойдет до жесткого упора,
закрепленного на станке в специальном кронштейне, барабан 3 начнет переме-
щаться в осевом направлении внутрь фартука. При этом наклонная грань канавки а
выжмет наружу штифт 10, который упирается своим концом в стопорный штифт 11
660
Системы управления механизмами станков
Системы предохранительных устройств
661
рычага 7. Преодолевая сопротивление пружины 12, ппифт 11 утопится внутрь
рычага
7, и последний под действием собственного веса упадет вниз.
На торце ступицы
рычага 7 обработан фа-
сонный кулак, развертка
которого имеет форму,
напоминающую синусои-
ду. Такую же форму имеет
кулачок 6, заклиненный
на валике 9. Благодаря
этому, когда рычаг 7
находится в верхнем по-
ложении, он через шари-
коподшипники, монтиро-
ванные в обойме 5а, и
зубчатое колесо 8 вклю-
чает конусный фрикцион 5
в червячное колесо 4.
Через пару зубчатых ко-
лес 8 и 13 вращение пе-
редается далее реечной
шестерне 14. Когда ры-
чаг 7 падает и поворачи-
вается, следовательно, в
обратном направлении,
фрикцион 5 под действием
находящихся в нем пру-
жин выключается из чер-
вячного колеса 4, и продольная подача поперечного супорта прекращается. Сход-
ную конструкцию имеет устройство того же назначения в модернизированной
модели 1М36 этого станка.
Очень точное ограничение хода достигается
посредством комбинации жесткого упора с
падающим червяком. Принцип работы падающего
червяка и одна из типичных конструкций этого
механизма, применяемая во всех моделях станков
ДИП, известны из „Общего курса станков".
Другой пример приведен на фиг. 666, изобра-
жающей устройство падающего червяка и
переднике супорта револьверного станка. Как
и в аналогичном механизме станков ДНП, ось
поворота червяка при его расцеплении с чер-
вячным колесом перпендикулярна оси червяка,
и последняя при всех положениях падающего
червяка остается в средней плоскости колеса.
Возможны и другие решения, например по-
ворот червяка при его падении вокруг оси,
параллельной оси червяка. Пример такого кон-
структивною решения показан на фиг. 667
(часть механизма подач переднего супорта
многорезцовою токарного полуавтомата). Чер-
вяк 9, составляющий одно целое с зубчатым
колесом 6 заштифтован на валике 4, эксцен-
трические подшипники 5 и 10 которого лежат в расточках чугунного корпуса 1.
На валике 8 свободно сидит зубчатое колесо 7. постоянно сцепленное с колесом 6.
Корпус /, чисто обработанный снаружи по цилиндру, пригнан к расточке
662
Системы управления механизмами станков
а станине так, что может поворачиваться в ней и, кроме того, несколько переме-
щаться в осевом направлении. В среднем положении корпус удерживается действу-
ющими на его торцы пружинами, не показанными на фигуре.
В зависимости от положения эксцентрических подшипников 5 и 10 в корпусе 1
вращение передается червяку 9 от ходового валика 2 либо через зубчатую пере-
дачу 3 {z — 20) — 6 (z = 20), либо через 3—7 (z = 17) — 6\ в обоих случаях переда-
ло 20 17\
точное отношение равно единице или • ^-1, но червяк вращается в противо-
положных направлениях (реверсирование подач).
Фиг. 668.
Червяк .9 удерживается в зацеплении с червячным колесом 16 (z = 49) пру-
жинной защелкой 13, как показано на верхней проекции. При встрече каретки
супорта с жестким упором вращение червячного колеса 16 прекращается, и чер-
вяк 9, а вместе с ним корпус 1 начинают перемещаться в осевом направлении.
Это перемещение будет продолжаться до тех пор, пока стальная колодка 14, при-
винченная к корпусу 1, не соскочит с защелки 13. Под действием собственного
веса и давления пружины 15 корпус / повернется вокруг оси ходового валика,
и червяк 9 выйдет из зацепления с червячным колесом 16. Для включения червяка
служит рукоятка 12, возвращающая корпус 1 в положение, показанное в верхней
части фигуры.
Недостатком описанной конструкции является то, что вследствие эксцентрич-
ности подшипников червяка 9 реверсирование подачи сопровождается смещением
его диаметральной плоскости из средней плоскости червячного колеса. Этот недо-
статок обусловлен здесь конструкцией реверсирующего устройства и легко мог бы
быть устранен при изменении последней или переносе реверсирующего устройства
в другое место кинематической цепи подач.
Пример системы упоров-ограничителей хода нескольких частей станка пред-
ставлен на фиг. 668 (^карусельный многорезцовый станок отечественной конструк-
Системы предохранительных устройств
663
ции), схематически изображающей расположение группы упоров, а также кон-
струкцию их.
Устройство для размерного ограничения хода су.юрта, головки, стола и т. п.
может быть связано со встроенным прибором, который периодически или непре-
рывно автоматически контролирует соответствующий размер обрабатываемой заго-
товки. По достижении требуемого размера этот прибор автоматически выключает
подачу или останавливает станок. Такие устройства, автоматизирующие работу
станка, применяются особенно часто в шлифовальных и других станках для окон-
чательной обработки, причем для измерения используются приборы самой разно-
образной конструкции. Некоторые устройства указанного назначения известны из
.Общего курса станков", другие рассматриваются в курсе „Автоматы" и поэтому
здесь не описываются.
В гидрофицированных станках функции ограничителя хода выполняет нередко
гидравлический буфер: в своем крайнем положении поршень запирает у дна
цилиндра некоторый объем масла и при этом быстро тормозится. Точность и по-
вторяемость ограничения хода зависят от того, насколько цилиндр предохранен от
утечек.
В. Устройства для предохранения станка от перегрузок
1.Устройства для предохранения о г чре < м ер но й перегрузки.
По причинам, указанным на стр. 650, механизмы проектируемого станка должны
быть защищены от чрезмерных перегрузок Эти перегрузки могут быть двоякого
рода. Одни из них угрожают чрезмерной де формацией или аварией станка или
двигателя даже при мгновенном, точнее—очень кратковременном, действии. Другие
становятся опасными для некоторых частей станка (подшипников, передач, напра-
вляющих), для инструмента или двигателя лишь при более или менее длительном
действии, время которого зависит обычно от величины перегрузки и тем меньше,
чем эта перегрузка больше. Соответственно этим различным условиям и должны
быть выбраны предохранительные устройства: они должны защищать станок от
перегрузок обоих типов.
Размеры каждой ответственной детали станка, необходимые для достаточной
прочности и жесткости ее, определяют при проектировании станка, исходя из со-
вокупности действующих на эту деталь наибольших усилий Р и крутящих момен-
тов Мх. Следовательно, устройства, предохраняющие эту деталь от опасных пере-
грузок, должны автоматически ограничивать предельные значения Рпр и Мк пР.
Из соотношения W = const P-v, N — const Мк. n, где N— мощность, v — скорость,
n—число оборотов в минуту детали, предохраняемой от перегрузки, следует,
что ограничение мощности в соответствующей кинематической цепи вполне равно-
сильно в смысле эффективности защиты ограничению усилия или крутящего мо-
мента только в тех случаях, когда п -const, соответственно п — const, т. е.
в станках узко специального назначения, работающих с неизменным режимом реза-
ния, если притом цепь главного движения и цепь подач приводятся от отдельных
двигателей. Во всех остальных случаях, т. е когда эти цепи приводятся от общего
двигателя, или v ф const, п / const, ограничение мощности двигателя каким-либо
постоянным предельным значением Nnp не обеспечивает постоянства величины Мкпр
или Рпр. Поэтому устройства, ограничивающие мощности приводных электродви-
гателей станка, не могут, вообще говоря, заменить такие предохранители от пере-
грузок, какими являются, например, срезные штифты, муфты и пр., и не устраняют
необходимости в последних: функции тех и других в принципе различны.
В современных станках находят широкое применение предохранительные устрой-
ства электрические, гидравлические и механические, причем нередко в одном и
том же станке используется одновременно несколько устройств различного рода.
Наиболее совершенными в эксплуатационном отношении являются электрические
предохранительные устройства (они, однако, не везде применимы) и срабатывающие
выключающие муфты (предохранительные му'рты мгновенного действия). Выбор
системы предохранительных устройств зависит от ряда факюров, в частности,
664 Системы управления механизмами станков
От того, что они должны защищать главным образом—станок, инструмент или элек-
тродвигатель, от требуемых автоматичности действия, быстроты срабатывания и
чувствительности.
Электрические устройства должны защищать главным образом двигатели и элек-
трооборудование станка при чрезмерном возрастании нагрузки. Эта защита осу-
ществляется выключением двигателя при его перегрузке, а вместе с ним в случае
надобности также и всех сблокированных с ним двигателей. В качестве таких
средств защиты в станках используются обычно автоматические выключатели —
электромагнитные реле, максимальные мгновенного действия или работающие с вы-
держкой времени, и тепловые реле. Срабатывающее при перегрузке реле можно
использовать не только для выключения, но и для торможения соответствующего
электродвигателя, а при надобности и для реверсирования его.
Иногда тепловое реле комбинируется с сигнальной лампой или сиреной, кото-
рая сигнализирует о чрезмерном нагреве обмоток двигателя, следовательно, о его
перегрузке. Выбор того или иного из этих защитных устройств определяется,
с одной стороны, их эксплуатационными характеристиками, с другой — типом, мощ-
ностью и конструкцией двигателя, его перегрузочной способностью, условиями
пуска и характером возможных перегрузок станка во время его работы, зависящим
от условий эксплуатации станка и от назначения двигателя. Например, для защиты
от перегрузок, опасных и при кратковременном действии, выбирают электрома-
гнитное токовое реле мгновенного действия, для защиты от перегрузок более дли-
тельного действия — тепловое реле, и т. д.
Достоинства этих устройств — автоматичность действия, сравнительная про-
стота, возможность приобретения со стороны в готовом виде.
Как упоминалось, основная функция электрических предохранительных устройств
состоит в защите от перегрузок электрооборудования станка; однако они вместе
с тем защищают от опасных перегрузок станок и инструмент постольку, поскольку
внезапное значительное повышение силы тока, питающего двигатель, во время
работы станка свидетельствует о ненормальном возрастании усилия или крутящего
момента по крайней мере в одной из цепей, которые приводятся от этого
двигателя.
В гидрофицированных станках максимальное давление в гидросистеме ограни-
чивается с помощью предохранительных переливных (перепускных) клапанов и
реле давления; тем самым ограничиваются наибольшие напряжения в деталях гидро-
системы и тех механизмов станка, которые связаны с ней.
Вопросы выбора электрических и гидравлических предохранительных устройств
и конструкции их изучаются в соответствующих курсах. Ниже рассматриваются
лишь механические устройства для предохранения станков от чрезмерных пере-
грузок.
Наибольшим распространением пользуются следующие устройства этого назна-
чения: а) срезные штифты и шпонки; б) предохранительные муфты фрикционные,
кулачковые (храповые), шариковые; в) падающие червяки.
Значительно реже применяются в станках предохранительные устройства, дей-
ствие которых основано на расцеплении зубчатых колес, на автоматическом изме-
нении характера работы эпициклического механизма при перегрузке и т. д.
До некоторой степени защищает станок от чрезмерных перегрузок передача
ремнем, который в таких случаях буксует до тех пор, пока нагрузка не умень-
шится до нормальной.
В некоторых случаях бывает недостаточно, чтобы при перегрузке станок только
остановился: нужно еще реверсировать движение, так как иначе возобновление
работы может повлечь за собой поломку инструмента или станка. Так, например,
при работе холодной пилы перегрузка может быть вызвана защемлением пильного
диска или ленты в пропиле; если только прекратить подачу, то в результате осты-
вания заготовки и инструмента последний может оказаться защемленным еще силь-
нее; поэтому в случае перегрузки пила должна быть автоматически выведши из
пропила. В станках для глубокого сверления резкое возрастание усилия подачи
Системы предохранительных устройств
665
или крутящего момента может явиться следствием застревания стружки в отвер-
стии, и для устранения перегрузки необходимо вывести сверло и вымыть стружку
из канала. В подобных случаях предохранительное устройство должно быть ском-
бинировано с реверсирующим механизмом.
Если опасная перегрузка может угрожать как цепи подач, так и цепи главного
движения, то в каждой из них должно быть предусмотрено отдельное предохра-
нительное устройство, поскольку перегрузки этих цепей происходят, вообще говоря,.
не одновременно. В цепи главного движения функции предохранительного устрой-
ства нередко выполняет ремень или пусковая фрикционная муфта.
Срезные штифты и шпонки. Эти детали, устанавливаемые в соответ-
ствующем месте (см. ниже) кинематической цепи и соединяющие два вала или вал
с зубчатым или цепным колесом, с храповиком и т. д., рассчитываются таким
образом, чтобы при увеличении передаваемого крутящего момента свыше предела,
принятого за наибольший допустимый, штифт или шпонка разрушились. При этом
происходит разрыв соответствующей кинематической цепи, благодаря чему
предотвращается повреждение более ответственных деталей станка или разрушение
инструмента.
Типичные конструкции срезных штифтов представлены на фиг. 669 (нормаль
станкостроения Р95-10), 670 и 671. На двух первых фигурах штифт расположен
параллельно общей оси соединяемых деталей, на фиг. 671—перпендикулярно
ей (срезные штифты осевые и радиальные). Как видно из этих фигур, срезной
штифг вставляется большей частью не непосредственно в отверстия соединяемых
им деталей, а в стальные каленые втулки, запрессованные в эти отверстия; благо-
даря этому при перерезании штифта не сминаются края последних. В устройствах
СО срезными штифтами должна быть предусмотрена возможность быстрого удале-
ния (выколачивания) сломавшегося штифта.
Детали а на фиг. 669 — 671 предохраняют ср-.зпой штифг от выпадения. Для
этой цели можно применить пружинные стопорные кольца (фиг. 672).
666
Системы управления механизмами станков
Величина усилия, перерезающего штифт, зависит главным образом от материала
и термообработки штифта, если таковая производится, и от его наименьшего
диаметра (см. также стр. 670- 671). Поэтому оно может регулироваться в довольно
широких пределах также при неизменном диаметре отверстий под срезной штифт
за счет варьирования материала и термообработки и применения либо штифтов
с прямоугольными или V-образными выточками различного внутреннего диаметра
(фиг. 672, а и б), либо гладких штифтов во втулках с постоянным наружным и
различными внутренними диаметрами.
В качестве материала для изготовления срезных штифтов используют стали
различных марок, по нормали Р95-10 — сталь 45. Применяют для этой цели также
инструментальные стали типа У10А, пружинные и машиноподелочные марок 15, 20,
35 и др. Перерезающие втулки изготовляют чаще всего из стали 40Х с закалкой
и отпуском до Rc — 48 — 53.
Совершенно аналогично используются в станках предохранительные срезные
шпонки. В качестве примера можно указать на фиг. 253, изображающую привод
распределительного вала четырехшпиндельного токарного автомата модели 123.
Червячное колесо жестко связано здесь с фланцевой втулкой, которая свободно
сидит на такой же втулке, заклиненной на валу. Обе втулки связаны шпонкой
размером 10x10x75 м.и3, срезающейся в случае перегрузки механизма подачи.
Стальные колодки предохраняют обе втулки от повреждений при перерезании
шпонки, планка удерживает последнюю от выпадения.
Срезные шпонки изготовляют из тех же материалов, что и срезные штифты,
реже из латуни, меди или пластмассы.
Достоинства срезных штифтов и шпонок — их простота и дешевизна, основной
недостаток — более или менее длительный простой станка после каждого сраба-
тывания такой предохранительной детали, следовательно, даже при кратковремен-
ной случайной перегрузке. Неизбежная потеря времени, связанная с заменой'пере-
резанного штифта или шпонки запасной деталью, может быть сведена к минимуму
при правильной конструкции той части узла, в состав которой входят эти детали,
и доступном расположении их.
Срезные предохранительные детали уместны в таких узлах, в которых чрез-
мерная перегрузка имеет место редко.
Предохранительные муфты. От отмеченного недостатка предохрани-
тельных деталей, разрушающихся даже при кратковременной перегрузке, свободны
предохранительные муфгы, которые только проскальзывают или проскакивают при
перегрузке в соответствующей кинематической цепи. Лишь только нагрузка снова
принимает свою нормальную величину, проскальзывание прекращается; поэтому
после того, как муфта отрегулирована соответственно желаемому предельному кру-
тящему моменту, она работает вполне автоматически (предохранительные устрой-
ства с самовозвратом) и может требовать лишь периодической подрегулировки
(фрикционные муфты) или замены изношенных частей.
Как и срезной штифт или срезная шпонка, предохранительная муфта соединяет
либо валы, либо вал со свободно сидящей на нем деталью.
В качестве предохранительной может быть использована в принципе всякая
сцепная муфта (см. § 53, Б), обладающая способностью самовыключаться, когда
передаваемый крутящий момент превысит некоторую предельную для нее вели-
чину. Из различных предохранительных муфт, применяемых в современных станках,
наибольшим распространением пользуются фрикционные муфты, главным образом
дисковые и конусные.
Предохранительные фрикционы конструктивно сходны со сцепными фрик-
ционными муфтами, отличаясь от них главным образом отсутствием деталей
управления.
Конструкции предохранительных фрикционных муфт, показанные на фиг. 673,
674 (конусные), 675 — 677 (дисковые), очень просты и не требуют поэтому пояс-
нений. Предельный момент Л1А.nPi передаваемый каждой такой муфтой, зависит от
давления одной или нескольких пружин, регулируемого посредством таек.
Системы предохранительных устройств
667
Фиг. 673.
Фиг. 675.
Фиг. 676.
Фиг. 678.
Фиг. 677.
668
Системы управления механизмами станков
В конструкции по фиг. 678 (привод быстрых перемещений супортов продольно-
строгального станка) рядом помещены две муфты — упругая 2, смягчающая толчки
при пуске электродвигателя, и дисковая фрикционная 1, предохраняющая двигатель
и механизм от аварий, если мотор не будет остановлен, прежде чем супорт по-
дойдет к мертвому упору на поперечине или на боковой стойке. То же проис-
ходит при перегрузке, вызванной другими причинами.
Увеличение срока службы предохранительной муфты и быстрая остановка пере-
груженного узла станка могут быть достигнуты связью такой муфты с выключаю-
щим устройством. Так, например, в одном из многошпиндельных станков отече-
ственной конструкции для глубокого сверления в цепи привода каждого шпинделя
имеется фрикционная муфта, отрегулированная на предельный крутящий момент.
При перегрузке какого-либо шпинделя его муфта начинает буксовать, число обо-
ротов шпинделя падает; на это уменьшение скорости шпинделя реагирует центро-
бежное реле, которое, нажимая на конечный выключатель, останавливает соответ-
ствующий узел станка.
Для изготовления деталей предохранительных фрикционных муфт используются
те же материалы, что и для изготовления фрикционных муфт любого другого на-
значения (см. стр. 441).
Некоторым недостатком фрикционной муфты является то, что величина пре-
дельного крутящего момента, передаваемого ею, зависит от состояния фрикционных
поверхностей, следовательно, по мере прирабатывания их изменяется, что делает
необходимым периодическое регулирование предохранительных муфт этого типа.
В качестве предохранительных довольно часто применяются также кулачные
муфты, которые успешно выполняют свое назначение при условии правильного
выбора наклона граней кулачков и давления пружин. Варианты конструкции этих
муфт приведены на фиг. 679 — 682.
Кулачная муфта по фиг. 679 состоит из втулок 2 и 5 со скошенными кулач-
ками, заклиненных соответственно на валах 7 и 7. Сцепление кулачков при пере-
даче крутящих моментов, не превышающих установленного предела Л1К пр, обеспе-
чивается винтовой пружиной 4. Давление пружины, а вместе с тем и величина Мкпр
регулируется подвинчиванием стакана 3. Подпятник 6 необходим здесь потому,
что пружина 4 опирается одним торцом на полумуфту 5, жестко связанную
с валом 7, а другим — на стакан 3, который связан через полумуфту 2 с
валом 1.
В конструкции ио фиг. 680 кулачная предохранительная муфта связывает
валик 7 с коническим зубчатым колесом 7, которое сидит вхолостую на конце этого
валика. Полумуфта 2 скреплена со втулкой колеса 7 винтами, полумуфта 3 сидит
на валике 7 на направляющих шпонках. Детали 2 и 3 имеют здесь по два ско-
шенных торцевых кулачка а. Для того чтобы нельзя было изменить величину Мкпр ,
установленную заводом-изготовителем, кольцо 5, на которое опираются пружины 4,
закреплено на валике 7 в неизменном положении двумя винтами 6.
Предохранительная муфта червячной передачи станка для заточки резцов,
изображенная на фиг. 681, сходна с аналогичной муфтой вертикально-сверлиль-
ного станка модели 2135; различие между ними заключается в том, что при пе-
регрузке, когда червячное колесо останавливается, червяк получает здесь осевое
перемещение, так как кулачная муфта заштифгована на своем валике. В станке 2135
Системы предохранительных устройств
669
направляющей шпонкой
что осевого перемеще-
Фиг. 681.
осевое перемещение при перегрузке получает муфта. Устройство по фиг. 681 будет
успешно работать лишь в том случае, если направление давления пружины на
червяк и направление витков последнего сообразованы так, что, „ввинчиваясь" в зубья
червячного колеса, червяк будет сжимать пружину.
Расцепление кулачков в предохраните.нянях устройствах этого рода требует
осевого перемещения одной из деталей, снабженных кулачками. Как показывает
опыт, сопротивление трения между этой деталью и ее
(или шлицами) может быть иногда настолько значительным,
ьия не происходит, и муфта не срабатывает (см. стр. 439).
На фиг. 682, верхняя часть которой изображает предо-
хранительную муфту механизма подачи стола продольно-
фрезерного станка, показано, каким образом этот не-
достаток может быть устранен.
Муфта должна связывать втулку 3 зубчатого колеса
(не изображенного на чертеже) с ходовым винтом 1 стола.
В прежней конструкции применено обычное решение:
втулка 3 сидит на гладком участке ходового винта 1
вхолостую, кулачная муфта 2 на шпонке. С целью устра-
нения указанного недостатка муфты конструкция ее была
изменена так, как показано в нижней части фиг. 682:
между втулкой 3 зубчатого колеса и кулачной муфтой 2,
заклиненной на ходовом винте, введена промежуточная муфта 4 со скошенными
кулачками, сцепленными с такими же кулачками втулки 3. Муфты 2 и 4 сцеп-
лены пятью большими кулачками
перегрузке муфта 4 легко отходит
с нескошенными шлифованными гранями. При
влево, гак как перемещение ее не затрудняется
сильным трением на шпонке.
Фиг. 682.
Фиг. 683.
Близки по принципу работы к кулачным плунжерные предохранительные
муфты, которые находят применение в механизмах подач. Одна конструкция
1акой муфты представлена на фиг. 683. Здесь 1 ведущий вал механизма подач,
6' — ходовой валик. На одном из этих валов закреплена наружная чашка 3 муфты,
на другом — ее корпус 2 с каналом, в котором помещаются два плунжера 4. Пру-
жина 5 отжимает оба плунжера так, что призматические концы их прижаты
к соответствующим пазам в чашке муфты. В случае, если крутящий момент на
ходовом валике (илы вообще на ведомом валу) превысит предельный момент МКПр,
зависящий при прочих одинаковых условиях о г давления пружины 5, плунжеры 4
будут отжиматься внутрь корпуса 2 до тех пор, пока крутящий момент не станет
меньше Мк пр.
Плунжерные предохранительные муфты применимы лишь в цепях, передающих
небольшие крутящие моменты.
Шариковая предохранительная муфта карусельного станка отечественной кон-
струкции, изображенная па фиг. 684, работает- точно так же, как кулачная, от
которой она отличается лишь тем, что роль кулачков играют здесь шарики. От
выпадения они предохранены зачеканкой краев гнезд, в которых они сидят.
670 Системы, управления механизмами станков
Предохранительные шариковые муфты радиального типа по фиг. 685 (валик
коробки подач многих фрезерных станков отечественного производства, а также
производства госкомбината в Готвальдове, в Чехословацкой народной республике)
с рядом шариков, нагруженных пружинами, работают аналогично плунжерным пре-
дохранительным муфтам. Относительное вращение деталей таких муфт при пере-
грузке облегчается иногда рядами шариков меньшего диаметра, образующих
шарикоподшипники внутри муфты. Предохранительные муфты этого типа могут быть
использованы для соединения как валов, так и вала с зубчатым колесом или с
другой деталью, свободно сидящей на нем.
Наиболее распространенные предохранительные устройства — срезные штифты
и шпонки и муфты различных конструкций — ограничивают предельный крутящий
момент в соответствующей цепи станка. Реже применяются в станках устройства,
непосредственно контролирующие предельную величину усилия Рпр. В качестве
примера можно указать на устройство, примененное в восьмишпиндельном полу-
Фиг. 684. Фиг. 685.
автомате отечественной конструкции для предохранения сверла от чрезмерно
большого усилия подачи. Неподвижный шпиндель этого станка опирается через
шарик на конец рычага, подвижно установленного на оси и удерживаемого от
поворота пружинами. Если усилие подачи превзойдет установленную предельную
величину, шпиндель отожмется вниз, преодолевая сопротивление пружин, рычаг
несколько повернется и при этом замкнет пару контактов конечного переключателя.
Это влечет за собой переключение панели гидромеханизма подачи салазок на
обратный ход. Пружины позволяют регулировать величину Р„р в известных
границах.
Расчет устройств для предохранения станка от перегрузок.
Диаметр срезного штифта определяется из соотношений
«« пр
4 R'zscp
ъ(Р__ 1 М,.пр
4 2 ' R-\eP
(79.1)
для односрезных, соответственно для двухсрезных штифтов. Здесь Мкпр — рас-
четный крутящий момент, при котором должно происходить перерезание штифта,
принимаемый с некоторым запасом (—- 20 -г- 25°/п) против нормального макси-
мума Мк; ^вер—предел прочности при срезе; значения d и R указаны на
фиг. 670 (стр. 665).
Если в предыдущие формулы ввести вместо tgcp предел прочности аер мате-
риала при растяжении и обозначить хдер ; сдр = k, то для определения диаметра d
срезного штифта получается формула
(79. 2)
-./Т- 1,13 ,2 0,80
где а = у — -у= для односрезного и а = у для двухсрезного
штифта.
Экспериментальные исследования, произведенные канд. техн, наук доц.
В. К. Тепинкичиевым и еще ранее (1931 — 1932 гг.) институтом УКРНИИМАШ на
Системы предохранительных устройств
671
одном из киевских заводов, дали для величины oi ношения k значения, колеблю-
щиеся в зависимости от ряда факторов между 0,68 н 0,90. При этих предельных
значениях k коэфициент а в формуле (79.2) принимает значения <7=1,20^-1,35
для одиосрезных штифтов, а = 0.85 -= 0,95 для двухсрезных.
Диаметр d примени мых в станках срезных штифтов лежит чаще всего в пре-
делах 4 —12 мм. Большие значения d встречаются редко. По поймали станко-
строения Р95-10 для штифтов из стали 45 диаметр d— 1,5 -н 10 мм.
Расчетный крутящий момент зависит, очевидно, не только от условий
использования проектируемого станка, но и от того, где расположен срезной штифт
или вообще предохранительное устройство. Необходимо, чтобы: 1) при срабаты-
вании этого устройства ведомая им часть кинематической цепи останавливалась
возможно быстрее и 2) при пуске станка предохранительное устройство не сраба-
тывало. Важно также, чтобы доступ к срезному штифту, муфте и т. п. для замены
разрушившейся или изношенной детали запасной или для подрегулировки муфты
не был затруднен.
Пусть предохранительное устройство усыновлено на валу у кинематической
цепи, в которой находятся защищаемые от перегрузки детали. Кинетическая энергия
той части кинематической цепи, которая должна останавливаться после срабаты-
вания предохранительного устройства Ev~ Т)- • нФ , где ш(,— угловая скорость
вала у\ — момент инерции всех останавливающихся масс, приведенный к оси
вала у.
Для того чтобы остановка происходила быстро, кинетическая энергия Ev должна
быть малой; следовательно, предохранительное устройство нужно располагать по
возможности так, чтобы между ним и местом приложения силы, которая может
вызвать перегрузку, не было сколько-нибудь значительных маховых масс.
Если вал у связан с одним из предшествующих по кинематической цепи валом х
(iiy
какими-либо передачами с общим передаточным отношением i = —, то
. мх ^- = т) • АД - , (79. 3;
Шу l'
где Му и А1Х — крутящие моменты соответственно на валах у и х во время работы
станка (при установившемся движении); т( — общий к и. д.
Пусть в качестве вала х выбран один из валов кинематической цепи, вращаю-
щихся с неизменным числом оборотов, т. е. и>Л = const. Когда крутящий момент
на валу у принимает в результате перегрузки установленное предельное значе-
ние А1К пр = const, крутящий момент на валу х достигает величины
АД max А!к пр • i -Те const*/, (79.4)
и при условии i = const, также и АДтах = const. В этом случае моменты АД и АД
принимают свои предельные значения одновременно, и, следовательно, желаемую
величину МКПр можно обеспечить, располагая предохранительное устройство на
любом из этих валов. Напротив, если i может иметь различные значения /;- =
= /j, Z2, /3, . .. (коробка подач, сменные колеса), то, как видно из последнего
соотношения, Al.VI„ax A const, т. е. для ограничения момента А1у значением А1К пр
ставить предохранительное устройство на валу х нельзя.
Таким образом, для предохранения от опасной перегрузки путем ограничения
величины передаваемого крутящего момента предохранительное устройство нужно
располагать в таком месте соответствующей кинематической цепи, чтобы переда-
точное отношение на участке между этим устройством и местом приложения силы,
угрожающей перегрузкой, было постоянным.
Наконец, для того чтобы предохранительное устройст о не срабатывало во
время пуска станка, что недопустимо для срезных штифтов и шпонок и очень.
672
Системы управления механизмами станков
нежелательно для муфт, необходимо соблюдение условия
Му пуск Мк пр ,
(79.5)
где Му луск — наибольший крутящий момент на валу у, на котором установлено
предохранительное устройство, в периоды пуска станка.
Следовательно, должно соблюдаться условие
Мс+ву-^<Мкпр, (79.6)
где Мс — момент сил сопротивления в период пуска, а 0у и шу имеют указанные
выше значения. Сели пренебречь величиной момента Мс, который для правильно
сконструированного и собранного станка должен быть незначителен, то последнее
условие примет вид
Н
или / = <79-7»
Аналогично, если бы предохранительное устройство было расположено на
валу х, то должно было бы соблюдаться условие
0.Г dw х 17 -1
М ' dt ~~ Кх Ь
"lx max ul
В отношении
КХ _МкЛР_ dU>X
Ку ©у Л-(, max dt»y
можно заменить (см. выше)
<1>у = i • ,
т. е.
d<ox 1 .. 1
fay ~ Т ’ Мк пр ~ 71 Мх юах7
и
0v==0'v+0y .
(79.8)
(79.9)
где 0^ — приведенный к валу х момент инерции всех масс, связанных с этим валом
и расположенных в рассматриваемой кинематической цепи между валом х (вклю-
чая и этот вал) и валом у.
Следовательно,
Кх _ 0х + 0v 1 _ ( . . ®'х \
Ку ' <ду ’ 71 z* ~ *1 \1 + 0V • &/ '
(79. 10)
Отсюда видно, что в зависимости от величин 0Х, 0у, i и ^отношение КХ'.К
может быть и меньше и больше единицы. Следовательно, для соблюдения усло-
вия (79.5) может иногда понадобиться расположить предохранительное устрой-
ство на валу, более удаленном от конечного звена кинематической цепи, защи-
щаемой от перегрузки.
Срезные шпонки рассчитываются подобно срезным штифтам, фрикционные и
кулачные предохранительные муфты — аналогично сцепным муфтам таких же типов
(см. § 53, В). Поскольку в эти расчеты входят величины коэфициентов трения,
которые могут быть оценены лишь приближенно, конструкция предохранительной
муфты должна давать возможность быстрого регулирования' ее в достаточно ши-
роком диапазоне.
Системы предохранительных устройств 673
2. Устройства для предохранения от чрезмерного повыше-
ния или понижения температуры. От чрезмерного повышения темпера-
туры, которое могло бы привести к заеданию или задиранию трущихся поверхностей,
должны быть предохранены прежде всего опоры шпинделей и валов и направляющие
станка. Это достигается в основном рациональным устройством системы смазки
(см. гл. XV) и правильным выбором размеров подшипников, направляющих и пр.
С этой же целью в некоторых станках используются тепловые элементы, термо-
метры или термопары, встроенные возможно близко к тем поверхностям, чрезмер-
ное нагревание которых не должно быть допущено. При повышении температуры
выше установленного предела изгиб биметаллической пластинки, подобной таким
же пластинкам тепловых защитных реле, разрывает электрическую цепь или же
подъем ртути в термометре замыкает вспомогательную электрическую цепь, которая
через выключатель или сервомотор останавливает приводной двигатель. В случае
применения для указанной цели встроенных термопар термоэлектрический ток
должен быть предварительно усилен.
Встречаются в практике станкостроения и такие случаи, когда не должна быть
допущена температура ниже определенного уровня, как, например, в некоторых
гидрофицированных станках, где чрезмерное понижение температуры масла может
нарушить работу станка. Для предотвращения этого используются специальные
подогреватели с автоматическим контролем и регулированием температуры. При-
менение таких устройств в некоторых моделях алмазно-расточных и копировально-
фрезерных станков дало положительные результаты.
В новых моделях станков высокоточных и тяжелых находят применение также
и более сложные автоматически действующие терморегулирующие устройства.
Иногда устройства этого назначения не сразу останавливают двигатель станка,
а сначала включают световой или звуковой сигнал (цветную или мигающую элек-
тролампу, сирену, звонок), предупреждающий о чрезмерном повышении температуры;
только в том случае, если, несмотря на сигнал, не будут приняты меры к устра-
нению опасного нагрева, устройство, в состав которого входит реле времени,
автоматически выключает через некоторое время электродвигатель.
В некоторых новейших моделях крупных станков главный привод оформлен
в виде отдельного агрегата, установленного на таком расстоянии от станка, чтобы
теплота нагрева обмоток электродвигателей не влияла на температуру ответствен-
ных деталей станка. Это особенно целесообразно в отношении мощных станков
для точных работ.
В таких станках, где внезапная остановка могла бы повлечь брак дорогостоя-
щего изделия, в приводе применяют иногда двигатели постоянного тока с устрой-
ством для автоматического переключения их на питание от резервной аккумуля-
торной батареи в случае прекращения подачи тока от электросети.
К категории предохранительных относятся также устройства, защищающие
двигатель, станок, инструмент и обрабатываемую заготовку от опасных последствий
резкого понижения напряжения в сети (вследствие, например, неполадок в работе
электростанции, короткого замыкания в установке и т. д.) и внезапного восста-
новления напряжения. Способы защиты от последствий этого и применяемая для
указанной цели электрическая аппаратура (реле напряжения, нулевое реле) под-
робно рассматриваются в курсе „Электрооборудование станков".
§80. СЛЕДЯЩИЕ УСТРОЙСТВА —ПРИНЦИП ИХ РАБОТЫ1
Для автоматизации цикла работы станков новых моделей в станкостроении
последних лет получают все большее применение так называемые следящие устрой-
ства, особенно в копировальных станках различных типов. Задача таких устройств
состоит в автоматическом согласовании положений исполнительного органа станка
1 Ввиду ограниченности места здесь дается лини, самое общее понятие о принципе
работы следящих устройств. Для более обстоятельного ознакомления с ними следует обра-
титься к работам [17], [18], [19].
43 Ачеркан 1386
674
Системы управления механизмами станков
с положениями задающего (командующего) органа в процессе работы машины.
Так, например, в копировально-фрезерном станке, где исполнительным органом
является фреза, а задающим — палец, ощупывающий копир (модель, шаблон) или
световое пятно, которое обходит графический шаблон („чертеж”), следящее
устройшво должно обеспечивать такие же перемещения фрезы относительно заго-
товки, какие совершает копировальный палец относительно поверхности или кон-
тура копира.
Таким образом, следящее устройство автоматически регулирует отклонение
управляемого им исполнительного органа от необходимого в каждый момент вре-
Связи
Механические Электрические
‘’ постоянные -------------сЪязи ъприМеыы
°1=1 ° переменные
Фиг. 686.
мени его положения, вступая в работу,
как только рассогласование положений
исполнительного и задающего органов
достигает определенной величины. Всякое
перемещение исполнительного органа тот-
час же передается обратно задающему
органу через электрическую или механи-
ческую цепь обратной связи. Управляющий
импульс благодаря этому ослабляется и
полностью исчезает в тот момент, когда
перемещения исполнительного и задающего
органов становятся одинаковыми.
Современные следящие устройства
обладают высокой чувствительностью, и
величина рассогласования положений, при
которой следящее устройство срабаты-
вает, может быть сделана очень малой.
Понятно, что чем меньше механическая
и электромагнитная инерция в цепи, со-
единяющей исполнительный орган с за-
дающим, тем меньшими будут отклонения
от синхронности движений и синфазности
положений обоих этих органов машины.
Требования к точности следования и к
устойчивости работы следящего устрой-
ства определяются допусками на макро-
и микрогеометрическую неточности обработки изделий на проектируемом станке.
Следящее устройство, основным элементом которого является точный измери-
тельный прибор, может иметь на выходе лишь очень малую мощность, совершенно
недостаточную для питания двигателей исполнительного органа. Поэтому в пень
от задающею органа к исполнительному включается усилитель — электронный,
элеюромех.анический, гидравлический, в зависимости от требуемой точности и плав-
ности работы устройства и выбранной его схемы. Таким образом, принципиальная
схема следящего устройства может быть выполнена так, как показано на фиг. 686
и 687 (см. [17], [18], [19]). При схеме следящего устройства по фиг. 686 резуль-
тирующая скорость
_ 1 Г
V3 + Vc
будет постоянной при условии, если скорость задающей (на фиг. 687 гори-
зонтальной <иг ) подачи и скорость vc следящей (вертикальной ) подачи будут
связаны с переменным углом а наклона профиля соотношениями vJ=vA.sina и
vc = vk-cos а. Следовательно, в том частном случае, когда скорость задающей
подачи постоянна, скорость следящей подачи должна удовлетворять условию
vh = v3ciga =/(a).
Наличие обратной связи между исполнительным органом станка и задающим
ведет к тому, что всякое изменение скорости тотчас же влечет за собой изме-
Следящие устройства — принцип их работы
675
нение v3, а результатом этого является новое изменение скорости vk следящей
подачи.
Конструктивное выполнение следящих устройств отличается большим разнообра-
зием вследствие того, что и задающий, и исполнительный органы, и усилитель
могут быть сконструированы по весьма различным схемам с использованием средств
электротехники, гидравлики, пневматики, оптики и механических элементов в самых
разнообразных сочетаниях (опыт классификации основных методов управления ко-
пировальными станками со следящим приводом см. в работе лауреата Сталинской
премии И. А. Дружинского (17]).
Особенным разнообразием отличаются задающие устройства. Для примера на
фиг. 688 приведена схема индуктивного копировального прибора копировально-
Ддигатель
W.
фрезерного станка модели 6441А системы лауреата Сталинской премии канд.
техн, наук Т. Н. Соколова [18]. Основная часть прибора — диференциальный
тр.шсформатор ТД, якорь 1 которого связан с качающимся рычагом 2, несу-
щим подпятник шпинделя 5 (щупа) копировального пальца 6. Каждому отклонению
этого пальца в какую-либо сторону (возможность этого обеспечивается примене-
нием шаровой опоры 4) при обходе им поверхности копира отвечает определенное
перемещение якоря 1 между сердечниками трансформатора ТД. Первичные обмотки
последнего включены последовательно, вторичные обмотки W3, имеют
встречное включение. Когда якорь 1 занимает среднее положение, напряжение на
концах вторичной обмотки трансформатора равно нулю. При выходе якоря из
своего среднего положения на концах этой обмотки появляется напряжение, вели-
чина которого пропорциональна отклонению якоря 1 от среднего положения,
а фаза определяется направлением отклонения.
Сравнительная простота устройства при принятой схеме его по фиг. 688
очевидна.
ЛИТЕРАТУРА
1. Нормали станкостроения Д60—Д67.
2. Энциклопедический справочник „Машиностроение*, т. 9, гл. II и V, Машгиз, 1949.
3. Б. С. Балакшин. Механизм для переключения скоростей и подач станков при
помощи одного рыча1а .Станки и инструмент" № 13, 1937.
4. Б. Л. Богуславский, Токарные автоматы и полуавтоматы одношпиндельные,
гл. 2, Машгиз, 1948.
5. А. Ф. В с р б о в, М. К. К о р о в к о и др., Проблема изучения конструкций станков
с профессионально-гигиенической точки зрения, Госмедиздат, 1935.
6. Н. М. Градусов, Управление современными автоматами, „Станки и инструмент*.
№ 1/5 и 6, 1946.
7. Н. М. Г раду сов. Две системы управления, применяемые в станках, и их харак-
теристики, «Станки и инструмент" № 1, 1950.
676 Литература
8. А. Н. И р о ш н и к о в, О расчете упоров, „Вестник машиностроения" № 4, 1948.
9. В. Н. Комиссаров и И. Я. Тимофеев, Соединительные муфты. Описание
конструкций и их применение, изд. ЭНИМС, ОНТИ НКТП, 1936.
10. П. В. Маркин, Электропривод станков с электронным управлением, „Вестник
технической информации НКСС“ № 8, 1945.
11. Методика профгигиенической оценки металлорежущих станков, сб. статей под ред.
3. Э. Григорьева и В. Б. К иранского, изд. Института гигиены труда, 1939.
12. В. И. Л е т р о в, Типовые схемы электроуправлепия станками, „Станки и инстру-
мент" № 4, 19*11.
13. В. К. Теп инки чиев, Экспериментальное исследование срезных предохранитель-
ных муфт, „Станки и инструмент" № 10/11, 1946.
14. В. К. Т е п и и к и ч и е в, Исследование кулачковых предохранительных муфт.
„Станки и инструмент" № 10, 1950.
15. Г. А. Шаумян, Пути малой автоматизации универсальных станков, „Станки и
инструмент" № 6, 1941.
16. А. Ф. Ш в а р а б о в и ч, Переводные и пусковые механизмы при электроприводе
с точки зрения техники безопасности, „Станки и инструмент" № 15, 1937.
17. И. А. Дружине к и й, Методы обработки фрезерованием пространственно-сложных
поверхностей Машгиз, 1950.
Г. Т. Н. Соколов и др., Электрокопировально-фрезерный полуавтомат модель 6441А
системы Т. Н. Соколова, Машгиз, 1951.
19. Н. И. Цейтлин, Металлорежущие копировальные станки, Машгиз, 1951.
ГЛАВА .YV
СМАЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА И УСТРОЙСТВА ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ
ИНСТРУМЕНТА
§ 81. ТРЕБОВАНИЯ К СМАЗОЧНЫМ УСТРОЙСТВАМ СТАНКОВ
Смазка трущихся поверхностей деталей станков имеет целью, как и в других
машинах, способствовать уменьшению сопротивлений трения и обусловленных ими
потерь энергии, уменьшению износа и нагревания этих поверхностей. Тем самым
смазка способствует увеличению долговечности трущихся поверхностей, плавности
и бесшумности работы передач, повышению к. п. д. станка и, что особенно важно
для металлорежущих станков, длительному сохранению первоначальной точности
относительных перемещений деталей станка, следовательно, точности его работы.
Рациональным является только такое смазочное устройство, с помощью которого
эти цели достигаются при минимальном расходе смазочных материалов. Это устрой-
ство тем лучше при прочих одинаковых условиях, чем автоматичнее его действие;
однако полная автоматизация работы всех смазочных устройств возможна и эконо-
мически оправдана не всегда — это зависит от необходимой частоты смазывания
(см. ниже).
При разработке системы смазки для проектируемого станка приходится решать
вопросы выбора смазочных материалов, подвода их к соответствующим трущимся
поверхностям, отвода, очистки и ох шждения этих материалов, контроля правильной
работы всей смазочной системы. Вопросы выбора сортов смазки, очистки и вос-
становления (регеш рации) масел, отработанных и спущенных из смазочной системы,
изучаются в разделе „Эксплоатация станков" курса „Металлорежущие станки" и
поэтому здесь не рассматриваются.
Спроектированная смазочная сишема станка должна гарантировать смазку:
1) подшипников и других опор за исключением пористых металлокерамических
подшипников, которые не нуждаются в подводе смазки; 2) направляющих; 3) зуб-
чатых, червячных, ценных, винтовых и прочих передач коробки скоростей, редук-
тора, коробки подач, фартука, делительных механизмов и т. д.; 4) масляных
муфт; 5) втулок передвижных зубчатых колес, блоков и муфт, втулок паразитных
колес и холостых шкивов; 6) шарнирных сочленений.
Конструкции каждого смазочного устройства должно быть уделено при проек-
тировании станка тем большее внимание, чем сильнее влияет износ трущихся по-
верхностей на точность и экономичность работы станка и чем большим ущербом
угрожает повреждение этих поверхностей в результате заедания, задиров и т. п.
Поэтому наибольшую важность имеет смазка всех ответственных опор (опор шпин-
делей, делительных валов, револьверных головок, шпиндельных барабанов автома-
та и полуавтоматов, многопозиционпых столов, подшипников ходовых винтов) и
направляющих.
Чем больше относительная скорость движения трущихся поверхностей и удель-
ное давление на них, тем большее значение приобретает проблема надежной и
достаточной смазки их; поэтому росту быстроходности и мощности металлорежущих
станков, характерному для развития их за последние десятилетия, сопутствует
непрерывное усовершенствование систем смазки. Оно выражается особенно в стрем-
678 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
лении к независимости работы этих систем от внимания рабочего или смазчика,
обслуживающш о станок, и к максимальной надежности действия смазочной системы.
Смазка ручная и при помощи простых масленок все более отходит в современных
моделях станков на второй план, уступая место автоматически действующим сма-
зочным устройствам.
Эффект смазки зависит от многих факторов, в том числе и таких, влияние
которых на характер трения и на смазочное действие выяснено пока еще недоста-
точно. Поэтому при разработке системы смазочных устройств для проектируемого
станка следует предусмотреть возможность регулирования подачи смазки к соот-
ветствующим поверхностям. Это необходимо еще и потому, что наивыгоднейшее
количество смазки и периодичность ее подачи зависят от относительной скорости
и нагрузки смазываемых поверхностей: следовательно, в принципе подача и перио-
дичность должны регулироваться в соответствии с режимом работы. Поэтому при-
способлениями для регулировки подачи смазки снабжаются не только системы
автоматической смазки и многоточечные насосы, но также и многие простые
масленки (см. ниже).
Запоздалая подача смазки к трущимся поверхностям пущенного станка, недо-
статочная подача или тем более прекращение ее во время работы приводят к ава-
рии, если такие неполадки в работе смазочной системы не будут во-время замечены
и устранены. Так как последнее зависит от внимания рабочего и поэтому не всегда
может быть гарантировано, то в современных станках получили широкое приме-
нение устройства, обеспечивающие надежное действие смазочной системы путем
блокировки ее с приводным электродвигателем или также благодаря приводу сма-
зочного насоса и лубрикаторов от одной из движущихся частей станка. Этой же
цели служат различные приборы, включенные в смазочную систему для зритель-
ного или автоматического контроля исправности ее действия, а также достаточ-
ности подачи смазки по крайней мере к важнейшим трущимся поверхностям (опоры
шпинделей и направляющие).
Относительная скорость движения трущихся поверхностей, удельное давление,
зазор между ними (следовательно, и толщина масляной пленки) и наибольшая
допускаемая температура колеблются для различных сопряженных поверхностей
одного и того же станка нередко в очень широких пределах. Для того чтобы,
несмотря на это, предупредить сухое, а, где это возможно, также и смешанное
трение, для смазки различных трущихся поверхностей машины следовало бы
в принципе применять также и различные смазочные материалы, физико-химические
свойства которых (вязкость, маслянистость, химическая и термическая устойчи-
вость) лучше всего отвечают режиму работы каждой пары трущихся поверхностей.
Однако это сильно осложнило бы уход за станком и конструкцию автоматической
смазочной системы. С другой стороны, г; большинстве случаев нельзя для всех
смазываемых мест станка пользоваться одним и тем же сортом масла; хотя такая
практика сильно упрощает конструкцию смазочной системы и облегчает уход за
станком, также и ее нельзя признать правильной, как эго непосредственно следует
из основных положений гидродинамической теории смазки. Если принять во вни-
мание специфические различия в условиях работы, например, шпиндельных под-
шипников, направляющих супорта или многошпиндельного блока и т. д., с одной
стороны, и большие практические трудности применения в одном и том же станке
многих сортов масла и консистентной мази — с другой, то становится очевидной
необходимость ограничиться двумя или тремя сортами масла и одним сортом кон-
систентной мази для всех трущихся поверхностей станка.
Наиболее подходящий сорт смазочного материала может быть установлен
в результате расчета лишь для подшипников скольжения, работающих в условиях
жидкостного трения. В остальных случаях конструктор может предусмотреть сорта
смазки на основании существующего практического опыта эксплуатации станков.
При конструировании быстроходных станков необходимо предусмотреть меры
для сохранения температуры ответственных трущихся поверхностей, в первую оче-
редь подшипников шпинделей, на достаточно низком уровне. Эго достигается
Требования к смазочным устройствам станка
679
различными способами: подачей к таким поверхностям количества масла, доста-
точного для отвода образующейся теплоты трения; специальной конструкцией опор
(охлаждение корпуса подшипника потоком воды, проходящей через каналы в нем,
специальная конструкция опор, электрические термостаты, поддерживающие тем-
пературу подшипников на постоянном уровне, вентиляторы у опор и т. д.), охла-
ждением циркулирующего масла. Для примера на фиг. 689 показана расточная
головка станка отечественной конструкции. Масло, нагнетаемое насосом, подается
к подшипникам шпинделя и отводится от них по трубкам 2 и 3. Между корпу-
сом 5 головки и гильзой 6 с подшипниками циркулирует охлаждающая вода, для
подвода и отвода которой служат трубки 1 и 4.
Особенно трудную задачу представляет смазка опор очень быстроходных шпин-
делей, вращающихся со скоростью порядка 100 000 об/мин. Опыт показывает,
что при высоких скоро-
стях масло вспенивается
и сильно нагревается,
иногда до температуры,
разрушающей смазку.
С такими числами оборо-
тов вращаются, напри-
мер, внугришлифовальные
шиилд-.ли для самых ма-
лых отверстий. Если
шпиндель такого станка
приводится пневматиче-
ской турбинкой, то его
подшипн ки можно сма-
зывать парами масла. Для этого воздух, питающий турбинку, пропускается че-
рез пропитанную маслом войлочную набивку или фитиль, захватывает при этом
мельчайшие частицы масла, проходит через подшипник.! шпинделя, смазывая их и
одновременно предохраняя от проникновения абразивной пыли, и затем уходит
наружу. Этот принцип может быть, конечно, использован для смазки опор не
только внутришлифовальпых шпинделей.
Смазочная система станка, как и других машин, должна обеспечивать непре-
рывную или периодическую—соответственно надобности — подачу к трущимся
поверхностям смазочного мттериала в количестве, достаточном для того, чтобы
между этими поверхностями сохранялась по возможности непрерывная пленка
смазки и чтобы температура этих поверхностей не превышала установленного
заранее значения. Нужно помнить, что помимо непосредственной опасности, угро-
жающей трущимся поверхностям деталей станка при чрезмерном повышении их
температуры, последнее связано с пот рей энергии, нередко значительной
(1 ккал’сек^ 4,2 кет), и падением к. в. д. станка. Сохранение всеми трущимися
поверхностями допустимой температуры должно достигаться при наименьшем воз-
можном расходе смазочных материалов.
Отсюда вытекает ряд требований, которым должна удовлетворять система
смазки станка:
1. Надежность работы всех частей смазочной системы (насосов, масленок,
фильтров, маслопровода, распредели:ельных органов и пр.) и смазочной системы
в целом.
2. Возможность регулирования подачи смазочных материалов к отдельным
смазываемым поверхностям для установления наиболее рациональной величины ее.
Следует иметь в виду, что подача масла ичи мази в избытке нс только ведет
к излишнему расходу их и увеличению эксплуатационных расходов, но нередко
ухудшает условия работы смазываемых деталей: эта' относится в особенности
к подшипникам качения.
3. Надежность работы устройств, блокирующих смазочные насосы или при-
боры с двигателями станка или с его механизмами.
680
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
4. Возможная автоматизация работы смазочной системы и применение мнемо-
нических средств, в наибольшей степени гарантирующих правильную и своевре-
менную смазку всех точек, смазываемых вручную или посредством периодически
заполняемых постоянных масленок.
5. Надежность действия всех устройств для наблюдения за работой смазочной
системы, автоматического контроля и сигнализации.
Большое значение имеет также правильная конструкция смазываемых деталей.
Так, например, эффективность хорошо сконструированного и безупречно работаю-
щего устройства для смазки подшипника скольжения может значительно понизиться
в результате неправильного выбора формы и расположения его смазочных кана-
вок и карманов, недостаточной жесткости вала, опирающегося на этот подшипник,
неудачно выбранной величины зазора. Аналогично ошибки в конструкции салазок,
супорта или другой детали станка, движущейся по направляющим станины, могут
привести к выдавливанью масляно* пленки или к недостаточной толщине ее между
трущимися поверхностями, следствием чего будет их повышенный износ.
Какими способами могут быть удовлетворены перечисленные выше требования
к смазочным системам станков, указано в дальнейшем попутно с описаниями ти-
пичных смазочных устройств и приборов.
§ 82. СПОСОБЫ СМАЗКИ СТАНКОВ. СМАЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА
И СИСТЕМЫ СМАЗКИ
Способ смазки каждой пары трущихся поверхностей или комплектной детали
станка, например, шарикоподшипника, универсальной шарнирной муфты и т. д.
выбирается в зависимости главным образом от: 1) необходимой величины подачи
смазочного материала (см3/мин, капель в минуту и т. п.) и требуемой периодич-
ности (непрерывно, 2 раза в смену, 1 раз в 5 дней, в месяц и т. п.); 2) необхо-
димого давления смазки, которое определяется давлением между соответствую-
щими трущимися поверхностями и поэтому в отдельных случаях может достигать
нескольких десятков кг, см3', 3) родом смазочного материала (масло или конси-
стентная смазка).
Непрерывная смазка должна быть автоматической, и в подобных случаях не-
обходимы капельная или фитильная масленка, масляная ванна, ответвление масло-
провода, питаемого от насоса, и т. п. В тех же случаях, когда смазку нужно
производить периодически и притом не чаще 2—3 раз в смену, в применении
автоматических устройств необходимости пег, и здесь обычно довольствуются
ручной смазкой. Если же смазку требуется производить чаше, например каждый
час, то в таких случаях целесообразнее применять смазочные устройства автома-
тического дейщвия с периодической подачей соответствующих порний масла, так
как слишком частая смазка вручную затрудняет обслуживание станка и утомляет
рабочего.
Смазка может быть: 1) индивидуальной, когда каждая смазываемая точка ма-
шины обслуживается отдельной масленкой или насосом простейшей кинструкц :н;
2) групповой, когда один прибор, например групповая или многоточечная масленка,
групповой насос, подает масло (или мазь) в несколько смазываемых точек; 3) цен-
тральной, когда все смазываемые точки станка за исключением требующих сравни-
тельно редкой периодической смазки обслуживаются общим насосным агрегатом.
Для того чтоб,.: смазка могла проникнуть в зазор между трущимися поверх-
ностями, ее давление должно быть больше удельного давления на этих поверхно-
стях в месте подвода; в подобных случаях нужна смазка под соответственно вы-
соким давлением — иногда до 200 /гг/с.и2, осуществляемым с помощью насоса
(смазка подшипников скольжения и закрытых направляющих). В остальных случаях,
когда смазочный материал подается на открытые поверхности, не находящиеся,
следовательно, под давлением (смазка зубчатых, червячных, цепных передач,
открытых направляющих, подвижных шлицевых соединений, фрикционных муфт
и пр.), или поступает в картер, коробку, масляную ванну и т. д., давление масла
Смазочные устройства и системы смазки
681
на выходе должно быть равно атмосферному либо лишь немного превышать его,
если масло подается снизу. Превышение давления масла над атмосферным на
десятые доли кг[см2 применяют иногда и для смазки открытых поверхностей, напри-
мер зубчатых колес, с целью обеспечения более эффективного смазочного действия.
Таким образом, смазочные устройства, применяемые в современных станках,
различаются по ряду признаков. Сильно различаются эти устройства и в отноше-
нии конструкции. Так как, кроме того, в одном и том же станке нередко комби-
нируются смазочные устройства автоматические и ручные, индивидуальные и груп-
повые, подающие масло под давлением и без такового, притом в самых разно-
образных сочетаниях, то классификация смазочных систем, используемых в стан-
ках, затруднительна. Ниже рассматриваются главным образом те конструкции сма-
зочных устройств и те варианты систем смазки, которые получили достаточно
большое распространение в современных станках либо имеют благоприятные
перспективы применения.
А. Устройства для ручной периодической смазки
Периодическая смазка производится очень часто ручной масленкой или шпри-
цем для жидкой и консистентной смазки чере! соответственно расположенные от-
верстия. Если смазка должна производиться редко, эти отверстия могут быть
закрыты для защиты от грязи, пыли и пр. винтами, в остальных случаях они
снабжаются масленками. Нормальные конструкции последних показаны на фиг. 690
(масленка с шариком) и фиг. 691 (масленка с поворотной крышкой).
Распространены также простые и дешевые масленки с откидной или с вытяж-
ной крышкой. Масленки без резьбы должны сидеть в своих гнездах настолько
плотно, чтобы они не расшатывались с течением времени.
Если для ручной смазки различных мест станка должны
применяться разные сорта смазочных материалов, то, чтобы
предупредить ошибки и упростить уход за станком, реко-
мендуется прибегать к каким-либо простым и дешевым сред-
ствам, мнемонизирующим провесе смазки. Для этого можно,
например, изготовлять шарики и крышки масленок из раз-
лично окрашенных металлов либо ставить под масленки
шайбы с надписями, указывающими сорт и периодичность
смазки, или с различными символами, цвет которых указы-
вает сорт смазочного материала, а форма - необходимую
Ф.<г. 690.
частоту смазывания.
Для консистентных мазей применяют иногда обычные тавотницы; для станко-
строения нормализованы три размера таких масленок емкостью 12, 25 и 50 с.и3.
Общеизвестные недостатки тавотниц не позволяют рекомендовать их для вновь
проектируемых станков; вместо них лучше ставить масленки под шприц для кон-
систентной мази.
С целью сделать смазку ответственных трущихся поверхностей более надеж-
ной, чем это возможно при смазке с помощь' > показанных выше масленок, станки
некоторых современных моделей снабжены небольшими поршеньковыми (плунжер-
ными) насосами, встроенными в соответствующие узлы. Каждый такой насосик
периодически приводится вручную посредством рукоятки, расположенной в удоб-
ном месте станка. На фиг. 692 показано устройство, примененное для смазки
направляющих супорта револьверного станка. Плита о привернута винтами .9
к платику на торце салазок револьверного супорта. Рукоятка 6 заштифтсвана на
валике 7, эксцентричная цапфа 4 которого входит в паз головки поршенька 3.
При покачивании рукоятки 6 поршенек засасывает масло через шариковый кла-
пан 8 и подает его через такой же клапан 2, нагруженный пружиной, в отвод 1
и далее по трубкам к продольным и поперечным направляющим супорта. Перед
пуском станка сообщают поршеньку насоса 5—20 ходов в зависимости от разме-
ров направляющих и длины хода супорта.
682
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Фиг. 693. Фиг. 694.
Смазочные устройства и системы смазки
683
В других конструкциях ручных смазочных насосов поршенек непосредственно
соединен или составляет одно целое со штоком, конец которого выведен наружу
и снабжен головкой, шариком и т. и.
На фиг. 693 изображен одноточечный смазочный прибор (насос) ручного дей-
ствия с мгновенным вжатием плунжера 2 при помощи кнопки 1 (плунжер возвра-
щается в исходное положение пружиной 3), на фиг. 694 — такой же насос с по-
степенным вжатием плунжера (проекты ГОСТ, разработанные ЭНИМС). Прибор
первого типа предназначается для подкачки масла
к ответственным подшипникам скольжения до пуска
машины, смазочный прибор второго типа может быть
использован для подачи жидкой смазки как перед
пуском, так и во время работы станка. Как видно из
фигур, оба смазочных прибора снабжены внутренним
сетчатым фильтром и невозвратным шариковым кла-
паном.
Иногда представляется более удобным смазывать
ряд точек посредством одного общего ручного на-
соса, как схематически показано на фиг. 695. На-
сос засасывает масло из резервуара а и по час г ею
к смазываемым точкам 1—8 через распределители /р
каждый из них снабжен неско.н.ктми нипелямп для
присоединения маслопроводных трубок и таким же
количеством дозирующих клапанов. Благодаря этому
8‘---------
---------7 —
---------=2 б —
Фиг. G95.
подачу масла к каждой смазываемой точке можно регулировать индиви-
дуально (в пределах примерно от 0,2 до 3 см'' за один ход поршня насоса) также
и при такой групповой системе ручной смазки. Применяя гибкие шланги или
телескопические трубы, можно смазывать также и движущиеся части станка.
Достоинство систем групповой смазки с помощью ручного насоса — сравни-
тельная простота всего устройства и упрощение ухода за станком. Замена ими
отдельных смазочных насосиков ограничивается, однако, тем, чго все точки,
объединенные в одну группу, смазываются с одинаковой периодичностью и одним
сортом масла.
Б. Устройства для автоматической смазки
Общим недостатком всех устройств для ручной смазки, даже наиболее усовер-
шенствованных, является то, что правильное функционирование их и экономичный
расход смазочных материалов зависят от внимания обслуживающего персонала.
Приборы и системы автоматической смазки отвлекают внимание рабочего, обслу-
живающею станок, в значительно меньшей степени и реже (хотя, конечно, также
требуют наблюдения и ухода) и вместе с тем надежнее обеспечивают смазку
машины. Поэтому устройствам для автоматической смазки следует отдавать пред-
почтение не только в тех случаях, когда смазка должна быть непрерывной и авто-
матизация ее обязательна уже по этой одной причине; она предпочтительна также
и там, где требуется периодическая смазка ответственных трущихся поверхностей,
повреждение которых из-за недостаточной или несвоевременной подачи смазки
влечет за собой длительный простой станка, сложный ремонт и пр.
Простейшими из приборов для автоматической индивидуальной смазки, приме-
няемых в станках, являются фитильные и капельные масленки, каждая из которых
может обслуживать одну-две точки (см., например, фиг. 398).
Для станкостроения нормализованы две конструкции фитильных масленок ем-
костью 12, 25 и 50 см3 (фиг. 696, а, масленка с алюминиевым корпусом и сте-
клянной трубкой, и фиг. 696, б, масленка с корпусом из оргстекла) и одна
конструкция капельной масленки емкостью 25, 50 и 100 см3 (фиг. 697). Фитиль-
ные масленки проще и стоят дешевле, однако они имеют существенные недо-
статки: регулирование подачи масла неудобно, так как для этого нужно изменять
число ниток в фитиле; с течением времени подача масла падает вследствие загряз-
684 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
нения капилляров, образуемых нитками фитиля; масло стекает через фитиль и
тогда, когда машина не работает, и, чтобы избежать бесполезного расходования
масла, нужно вынимать фитиль при каждой длительной остановке станка. Кроме
того, с понижением уровня масла в масленке подача быстро уменьшается, как
показало экспериментальное исследование, произведенное канд. техн, наук доц.
В. В. Ермаковым [3]. Не исключена, наконец, опасность затягивания фитиля между
трущимися поверхностями, что может повлечь за собой их повреждение. Несмотря
Фиг. 696.
на все эти эксплуатационные недостатки, фитильные масленки все еще находят
применение в станках (как и в других машинах), что объясняется их низкой
стоимостью, простотой изготовления и ухода.
Значительно лучше фитильных капельные масленки. Как это ясно из фиг. 697,
здесь легко регулировать подачу масла (число капель, падающих в 1 мин.), наблю-
дать за исправным действием масленки через прозрачный глазок или быстро вы-
это нужно. Сетка из антикоррозионной металлической
ткани фильтрует масло и предохраняет от засоре-
ния выходное отверстие нижней крышки. Несколько
более высокая стоимость капельных масленок п<»
сравнению с фитильными вполне оправдывается ил
преимуществами. На фиг. 698 показано, каким об-
разом масло, поступающее из капельной масленки,
можно отвести на сравнительно большое расстояние
от нее: в изображенной на фигуре внутришлифо-
вальной головке смазка передней опоры обеспечи-
вается винтовой маслогонной канавкой а, проточен-
ной па шпинделе; к заднему подшипнику масло
поступает самотеком, проходя через зазор между
шпинделем и его гильзой.
Из-за указанных недостатков фитильных и ка-
пельных масленок они находят в новых моделях
станков все более ограниченное применение. Они
вообще не могут быть установлены на таких частях
ключить подачу масла, если
Фш . 697.
станка, которые поворачиваются при его наладке или во время работы на Фолее
или менее значительный угол, доходящий иногда до 180°; в подобных случаях
удобны масленки, подобные по форме чернильницам-невыливайкам (применены,
например, в одном из станков, выпущенных станкозаводом имени Лен :на).
Кольцевая смазка подшипников имеет в современных станках малое применение
и поэтому здесь не рассматривается.
Для смазки червячных передач с колесом, расположенным в вертикальной
плоскости, находит применение масляная ванна, использовать которую можно
лучше всего при нижнем расположении червяка. Ванна (картер) должна иметь
такую форму, чтобы масло могло находиться в ней на уровне несколько ниже оси
червяка. Опыт показывает, что и при верхнем или боковом расположении червяка
Смазочные устройства и системы смазки
685
масляная ванна также дает достаточно хороший эффект, если глубина погружения
червячного колеса в масло не меньше примерно двух- или трехкратной высоты
зубьев.
Для групповой смазки возможно прежде всего объединение нескольких фи-
тильных или капельных масленок в одном корпусе с некоторым числом отводов
(см., например, фиг. 699, нормаль станкостроения, масленка групповая ка-
пельная регулируемая).
Фиг. 698.
Преимущества масленок групповых перед индивидуальными масленками тех же
типов — меньшая стоимость на одну смазываемую точку и большая надежность
смазки.
Многие из описанных масленок стандартизованы (ГОСТ 1303-45).
Для групповой смазки широко применяется в станках система смазки разбрыз-
гиванием (картерная), которая по существу представляет собой масляную ванну
для группы деталей, при-
надлежащих к одному узлу
станка. В корпус соответ-
ствующего узла (коробки
скоростей, коробки подач,
редуктора, фрезерной или
сверлильной головки либо
другого механизма, в состав
которого входят зубчатые
колеса) заливают масло до
определенного уровня
(фиг. 700). Во время ра-
боты станка масло захваты-
вается зубьями колес, раз-
брызгивается во все стороны,
попадает в специально сде-
ланные каналы и по этим
каналам и трубкам разво-
дится к смазываемым по-
верхностям. Частично масло
попадает в зазоры между
поверхностями также в виде масляного тумана—очень мелкой масляной пыли,
которая образуется при достаточной скорости зубчатых колес, если правильно
выбраны сорт масла и его уровень в корпусе. Примеры картерной смазки см.
в гл. VII.
Большое достоинство смазки разбрызгиванием — крайняя простота ее. Заменять
масло, налитое в коробку и т. д., приходится сравнительно редко, раз в 3 — 6 мес.,
следовательно, уход сводится к минимуму. Однако успешно эта система работает
686 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
лишь при соблюдении определенных условий. Окружная скорость колес, разбрыз-
гивающих масло, не должна быть ни слишком малой, ни слишком большой; наи-
более подходящим считается диапазон скоростей примерно от 0,8 до 6 мсек.
Опыт показывает, что при более высоких окружных скоростях в зацепление по-
падает иногда слишком много масла, и это вызывает повышенный нагрев зубчатых
колес. При больших скоростях наблюдается также нагревание и вспенивание на-
литого в картер масла и обусловленное этим усиленное окисление его, ра:ложение
и по крайней мере частичная утрата смазывающих свойств. С другой стороны,
известны также из практики отдельные случаи, когда смазка разбрызгиванием
дает очень хороший эффект при скоростях порядка 20 м{сек; невидимому, боль-
шую роль играет в этом отношении вязкость
и маслянистость применяемого масла.
Иногда для лучшего распыления масла на
вал насаживают специальное лопастное колесо,
что позволяет держать масло на ни жом уровне.
В о,дельных моделях станков такое лопаст-
ное колесо применяется для смазки опор быстро
вращающихся валов; при этом имеется в виду
использовать центробежный эффект для забрыз-
гивания в требуемое место масла, забираемого
колесом из близко расположенного резервуара.
Надежность такой системы смазки зависит в
наибольшей степени от формы лопастей колеса
Фиг. 700.
и его расположения относительно опоры.
Для хорошей смазки шарико- и роликоподшипников некоторые новые станки
имеют специальный масляный пульверизатор, который присоединяется к воздушной
сети и мелко распиливает масло, создавая внутри коробки скоростей и т. п.
масляный туман.
Уровень масла в корпусе должен быть настолько низок, чтобы разбрызгиваю-
щие зубчатые колеса были погружены в масло по возможности не больше чем
на глубину в 2—3 раза больше высоты зуба. Вместе с тем желательно, чтобы
уровень масла был не выше самого низкого отверстия в стенках корпуса: при
этом пе будет просачивания масла наружу. Эго целесообразно и с точки зрения
уменьшения количества масла, заливаемого в корпус; с этой же цепью корпусу
придают иногда такую форму, при которой объем заливаемого в пего масла воз-
можно мал.
Должна быть обеспечена герметичность корпуса, так как иначе масляная пыль
будет проникать наружу и часть масла будет теряться безвозвратно (при отсут-
ствии специальных маслоуловителей вне станка), загрязняя к тому же станок.
Необходимая плотность достигается шлифованием торцов коробки и крышки,
иногда также уплотняющими прокладками (фиг. 700).
При применении смазки разбрызгиванием приходится мириться с тем, что все
детали узла — подшипники, зубчатые и червячные передачи, валики и пр. —смазы-
ваются маслом одного и того же сорта; поэтому такое решение не всегда является
наилучшим.
Другие формы групповой смазки — гравитационная с заполнением масляного
бака насосом либо циркуляционная система смазки под давлением. Пример первого
решения представлен на фиг. 701, изображающей левую бабку колесо-токарного
станка. Ниже уровня пола находится большой масляный резервуар 3, из которого
насос перекачивает масло в бак 5, расположенный наверху коробки скоростей
выше верхней смазываемой точки. По трубкам 4 масло непрерывно поступает под
действием силы тяжести ко всем подшипникам, зубчатым колесам и другим дета-
лям бабки. Каждая трубка снабжена игольчатым регулятором подачи 7, который
позволяет также наблюдать за исправным действием соответС1Вующего маслопро-
вода. По трубе 2 масло возвращается из бабки в резервуар 3. Такое же устрой-
ство применено в этом станке для смазки правой бабки. Станок не имеет ни одной
Смазочные устройства и системы смазки
__________687
фитильной, капельной и тому подобной масленки, что является положительной
особенностью данной смазочной системы.
Наиболее надежными и вместе с тем наиболее универсальными в смысле при-
способляемости их к самым разнообразным станкам и самым различным условиям
работы являются те системы смазки, в которых циркуляция масла создается одним
или несколькими насосами, подающими масло под необходимым давлением к тру-
щимся поверхностям непрерывно или периодически дозированными порциями. Да-
вление нагнетаемого масла может
сотых долей до многих десят-
ков ат и; количество масла, по-
даваемого к каждой смазываемой
точке, можно при надобности
регулировать независимо от по-
д чи масла к другим трущимся
поверхностям. Блокировка смазоч-
ных систем с подачей масла на-
сосами и автоматический контроль
их работы не представляют ни-
каких затруднений и могут быть
осуществлены различными спосо-
бами (см. стр. 709). Возможность
централизации смазки, высокая
надежш сть работы таких смазоч-
ных систем, полная автоматич-
ность их действия (если не счи-
та’.ь чистки фильтров и перио-
дической замены масла или его
пополнения) и возможность по-
добрать насосы для любых подач
и давлений явились причинами
широкого применении этих систем
смазки в современных станках
самого различного назначения,
особенно в станках, работающих
варьировать в очень широких пределах — от
Фиг. 701.
по автоматическому или полуавтоматическому циклу. Естественно, что об-
щая стоимость устройств, из которых состоят такие смазочные системы, не-
редко довольно высока; поэтому они используются большей частью для обслужи-
вания лишь ответственных трущихся поверхностей, тогда как для остальных по-
верхностей довольствуются смазкой разбрызгиванием, посредством масляных ванн
и ручных масленок. Практика показывает, что нередко даже при высокой стои-
мости системы централизованной смазки первоначальные затраты быстро окупаются
экономией, достигаемой сокращением расходов на смазочные материалы и на обслу-
живание.
Конструктивные варианты систем централизованной принудительной смазки
очень разнообразны, так как зависят от многих факторов, в том числе от кон-
струкции станка и от степени разветвленности смазочной системы. При разработке
такой смазочной системы для проектируемого станка необходимо прежде всего
решить вопрос о том, насколько далеко должна быть проведена централизация
смазки, какое количество узлов и какие именно узлы будут объединены смазочной
системой. Нередко групповая принудительная смазка окажется более целесообразной
в эксплуатационном и технологическом отношениях, например, если проектируемый
станок агрегатной конструкции и состоит из ряда нормализованных узлов. В по-
добном случае снабжение каждого узла своей независимой системой смазки нередко
окажется наиболее выгодным. Если для смазки станка нужно применять несколько
соргов масла, система, питаемая одним насосом, вообще невозможна. Влияют на
выбор конструкции системы централизованной принудительной смазки и такие
688
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Фиг. 702.
зубчатые колеса, а с них стекает
До тех пор, пока масло поступает
факторы, как размеры станка, требуемые величины подачи и давления масла,
периодичность смазки различных трущихся поверхностей. Приведенные ниже при-
меры имеют целью лишь иллюстрировать возможности приспособления таких сма-
зочных систем к специфическим условиям работы станка путем различного комби-
нирования их элементов, а также показать некоторые типичные решения. Нужно
иметь в виду, что уже и теперь можно при надобности централизовать обслужи-
вание смазкой до 400 точек с подачей от одной до пяти капель через проме-
жутки времени от 3 сек. до 15 мин.; этого достаточно почти для всех современ-
ных станков. Подобные системы смазки могут быть развиты практически неогра-
ниченно в отношении количества обслужи-
ваемых точек, подачи и периодичности.
Простейшая система циркуляционной
смазки одного узла от насоса, содержащая
практический минимум необходимых элемен-
тов, показана на фиг. 702, изображающей
устройство смазки передней бабки токарного
станка. Насос 5, который приводится в дей-
ствие от отдельного электродвигателя, сбло-
кированного с главным двигателем станка,
засасывает масло из резервуара / в станине
через сетку 3 и трубу 4 и нагнетает его по
трубе 6 в распределитель 7, имеющий здесь
форму трубы с рядом отверстий. Эти отвер-
стия размещены так, что масло, вытекающее
из них под некоторым давлением, попадает
на расположенные под распределителем 7
на колеса и валы, находящиеся еще ниже,
в распределитель, струйка его бьет из от-
вода 8 в глазок (смотровое окно) 9 из оргстекла; прекращение течения струйки
указывает на неполадку в смазочной системе. Кран 2 служит для спуска масла из
резервуара.
Достоинство этой смазочной системы — ее простота, а недостатки — отсутствие
надежного фильтра (для хорошей очистки циркулирующего масла одной лишь
сетки недостаточно) и устройства для автоматической сигнализации в случае на-
рушения работы системы.
Более совершенная система циркуляционной смазки от насоса изображена на
фиг. 703. Также и здесь она обслуживает лишь один узел — коробку скоростей
станка. Направление потока масла показано на фигуре стрелками. Масло, засасы-
ваемое насосом / из резервуара в станине, проходит через пластинчатый фильтр 2
и регулятор давления 3 в распределитель — кольцевую трубу 4, из которой оно
поступает под давлением на подлежащие смазке поверхности. Насос, фильтр и
другие детали смазочной системы расположены здесь снаружи коробки скоростей,
с задней стороны ее. Иногда почти все элементы смазочной системы встраиваются
внутрь корпуса соответствующего узла, что имеет свои положительные и свои
отрицательные стороны.
Такими же групповыми смазочными системами могут быть снабжены и другие
узлы станка. Иногда они имеются лишь в одном или двух основных узлах станка, осталь-
ные смазываемые точки обслуживаются вручную или более простыми автоматическими
устройствами. Типична в этом отношении схема смазки токарно-винторезного
станка, представленная на фиг. 704. Насос 22, установленный нт масляном резер-
вуаре 17 в передней ножке станка, обслуживает здесь только переднюю бабку.
Масло (с добавкой 25°/0 керосина), нагнетаемсе насосом по трубе 7, поступает
в распределитель 5, а из него в оба подшипника шпинделя и далее в трубы 4
и 9 с отверстиями, из которых оно вытекает на зубчатые колеса и шарикопод-
шипники в опорах валов бабки. Для наблюдения за исправной работой системы
служат прозрачные глазки За и 36. Из корпуса бабки масло стекает по трубе 8
Смазочные устройства и системы смазки
689
Фиг. 703.
Фиг. 704.
4-1 Ачсркан 1336
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
690
i—
i
Фиг. 705.
Смазочные устройства и системы смазки
691
через фильтр 19 и трубу 18 в масляный резервуар 17, снабженный отверстием 15
для заливки масла и маслоуказателем 16.
Через окошко 20 можно проверять работу фильтра 19: если он загрязнен,
масло перетекает через его верхний край. Чтобы фильтр можно было вынуть и
очистить, имеется съемная крышка 21.
Зубчатые передачи коробки подач смазываются разбрызгиванием. Масло зали-
вается в эту коробку через отверстие, закрываемое крышкой 6, спускается из нее
через отверстие с пробкой 1. Уровень масла контролируется по маслоуказа-
телю 2.
Фартук супорта имеет для заливки масла отверстие 10, для спуска его и для
чистки фильтра, встроенного в фартук, — отверстие 12, а также маслоуказатель 11
для наблюдения за уровнем масла в фартуке. Механизмы фартука смазываются
ручным насосиком, который снабжен кнопкой 14; действуя ею, нагнетают масло
то тех пор, пока не появятся капли
в прозрачном окошке 13.
Остальные трущиеся поверхности
данного станка (направляющие, де-
тали супорта и задней бабки) сма-
зываются вручную через отверстия,
показанные на схеме.
Типичная система устройства (
смазки станка изображена на i
фиг. 705, представляющей систему |
смазки универсального зубофрезер- ,
ного станка модели 5Б32. Смазка
основных узлов станка здесь — цен- 1
трализованная, под давлением от
плунжерного насоса, помещенного
внутри коробки привода. Насос засас:
- -'C-J
Фиг. 706.
ст масло из резервуара через фильтр
и подает его в центральный распределитель, откуда мшло уходит в групповые
распределители и далее к смазываемым точкам. Опоры стола смазываются из бачка,
установленного на каретке; для регулирования подачи масла служат винты, имею-
щиеся в бачке. Направляющие станины смазываются вручную поливкой из ма-
сленки, направляющие каретки супорта — при помощи четырех масленок на
верху каретки.
Противоположная тенденция — в сторону сосредоточения в одном общем на-
сосе питания маслом всех смазываемых точек станка—выражается в современных
станках в различной степени. В одних машинах она приводит к сильно развет-
вленной системе, состоящей из сложного маслопровода с распределителями, филь-
трами, дозирующими клапанами, смазочными приборами, контрольной аппаратурой
и пр.; в других маслопровод разветвлен сравнительно слабо, конструкция системы
смазки от насоса получается простой, но при этом ряд смазываемых точек не
охватывается этой системой.
Пример относительно простой системы централизованной смазки от насоса при-
веден на фиг. 7G6, схематически изображающей устройство смазки четырех- и
шестишпиндельных прутковых токарных автоматов. Как видно из этой схемы,
система смазки обслуживает узлы станка, расположенные на его противоположных
концах. Шестеренный насос 6, который приводится от постоянно вращающегося
валика посредством цепной передачи 2—3—4, забирает масло через сетку 1 из
резервуара, расположенного в нижней части станины, и через пластинчатый фильтр 7
полает его в распределители 5 и 9. По трубкам, ответвляющимся от распредели-
телей, масло разводится к подлежащим смазке поверхностям. Давление в смазоч-
ной системе устанавливается с помощью клапана 8. Простота устройства очевидна
из схемы.
Более разветвленная схема смазки многошпиндельных токарных автоматов (мо-
дели 1261) представлена на фиг. 707.
692
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Насос 3 через фильтр 2 засасывает масло из резервуара 1, снабженного труб-
чатым маслоуказателем 5 и перепу.скным патрубком 4, и нагнетает его по трубе 7а
в распределитель 10 и по трубе 76 в реле давления 8, которое выключает дви-
гатель станка, если давление масла
в системе упадет ниже 0,8 amir,
рабочее давление постоянно указы-
вается манометром 9.
Из распределителя 10 масло раз-
водится рядом трубок к подшипни-
кам коротких валов с барабанами
для подачи и зажима прутков и
для управления дополнительными
приспособлениями к муфте, червяч-
ному зацеплению механизма подачи,
приводу насоса и т. д., по трубе 15а
через фильтр 13 и трубки 14 — к
шпиндельному блоку, по трубам 156
и 16 — к распределительному валу,
делительному мальтийскому меха-
низму, супортам и пр.
Рабочее давление масла в системе
устанавливается при помощи регу-
лирующего клапана 6; перепускной
клапан 11, от которого труба 12
ведет обратно в масляный резервуар,
позволяет регулировать поток масла,
поступающего через распредели-
тель 10 в маслопроводы станка.
Типичным для многих станков является также решение, принятое в многошпин-
дельных токарных автоматах моделей 123, 126 и подобных им.
Схема смазки этих станков представлена на фиг. 708. Наряду с централизо-
ванной принудительной смазкой с питанием от шестеренного насоса и от сма-
Фиг. 70S.
зочного прибора здесь применена и ручная смазка менее ответственных деталей,
0'iop тихоходных валов и т. п. консистентной мазью с помощью шприца (тавот-
пресс 1. Подшипники распределительного вала, центрального вала, рычага механизма
подачи материала, инструментального шпинделя и некоторые другие ответственные
Смазочные устройства и системы смазки
693
подшипники, в которых давление наибольшее, получают масло под необходимым
давлением от 12-точечного смазочного прибора, показанного в нижней части схемы.
Для смазки трущихся поверхностей, на которых удельное давление меньше, а именно
фрикциона, червячных передач, подшипников шпиндельного блока и коробки пе-
редач, предусмотрена циркуляционная смазка от насоса, который подает масло
либо по трубкам непосредственно к соответствующим точкам, либо в отдельные
резервуары, расположенные внутри станка; из них масло стекает на поверхности,
которые должны смазываться. По дополнительным маслопроводам отработанное
масло возвращается самотеком в маслосборник.
При условии хорошей пригонки и уплотнения всех стыков, из которых масло
могло бы просачиваться наружу, его утечки из системы могут быть сведены
к пренебрежимо малой величине. Циркуляционные смазочные системы, аналотчные
по принципу действия только что опи-
санной, легко приспособляются к самым
разнородным условиям работы механизма
станка и позволяют комбинировать раз-
личные виды смазки при использовании
лишь одного смазочного насоса. Эти до-
стоинства объясняют большое распростра-
нение циркуляционных смазочных систем
в станках, несмотря на то, что в отноше-
нии удобства сборки они уступают систе-
мам независимой узловой смазки.
Система циркуляционной смазки под
давлением требует прежде всего хорошей
очистки циркулирующего масла, для чего
необходимы эффективные и легко очи-
Фиг. 709.
щаемые фильтры. При проектировании такой системы необходимо далее преду-
смотреть достаточное охлаждение масла, так как не следует забывать, что назна-
чением его является не только смазка трущихся поверхностей, но и отвод теплоты
трения, которая в отдельных случаях можег быть очень значительной. В особен-
ности это относится к подшипникам скольжения с малыми зазорами в них при
больших скоростях шпинделя, следовательно, к опорам главных шпинделей стан-
ков для точной обработки. Циркулирующее масло успевает в большинстве случаев
охладиться в резервуаре или отстойнике, если размеры их выбраны достаточно
большими (см. § 85).
В некоторых станках для этой цели служат специальные охлаждающие устрой-
ства, которые обеспечивают более быстрое охлаждение масла и вместе с тем
позволяют сильно уменьшить объем масляного резервуара. Схема простого и эффек-
тивного устройства для охлаждения смазочного масла показана на фиг. 709. По
пути к смазочному насосу 5, засасывающему масло из резервуара 2, масло про-
ходит через змеевик 4, помещенный в баке, через который протекает охлаждаю-
щая эмульсия, забираемая насосом 3 из резервуара 1. Количество циркулирующей
эмульсии должно быть настолько большим, чтобы ее температура в результате
охлаждения ею инструментов повышалась лишь незначительно. Такое устройство при-
меняется, например, для охлаждения смазочного масла в передней бабке некоторых
револьверных станков, причем все части устройства за исключением насоса охла-
ждения встроены в переднюю бабку.
Холодильные машины для охлаждения смазочного масла в станках применения
пока не имеют; если бы надобность в этом встретилась (мощные быстроходные
станки), то опыт использования таких машин в некоторых высокоточных станках,
например резьбошлифовальных, для поддержания температуры смазочно-охлаждаю-
щей жидкости на достаточно низком уровне убеждает в возможности применения
их также для охлаждения масла в циркуляционных системах смазки.
При централизации смазки один насос обслуживает иногда несколько десятков
точек; поэтому должна быть предусмотрена возможность индивидуальной дози-
694 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
ровки смазочного вещества, подаваемого к каждой из них, в соответствии с по-
требностью в смазке, например, в соответствии с типом, размерами, скоростью и
нагрузкой подшипника и т. д. Эта задача решается в современных станках с по-
мощью различных устройств (дозаторов). В качестве таковых наибольшим распро-
странением пользуются: 1) дозирующие „клапаны сопротивления“ с соответственно
уменьшенным сечением пропускного отверстия; 2) поршневые дозирующие кла-
паны; 3) дозирующие механические смазочные приборы.
Наиболее универсальными в отношении подаваемого смазочного вещества
являются поршневые клапаны, которые пригодны для дозировки как масел, так
и консистентных мазей. Дозирующие устройства двух других типов предназна-
Фиг. 719.
чаются преимущественно для масел; существуют дозирующие механические сма-
зочные приборы и для мазей, способные подавать смазку под давлением до
300 кг!см2, но в станках они применяются редко и поэтому далее не описаны.
Число различных конструкций, используемых в станкостроении, довольно велико,
и ниже приводится описание лишь некоторых дозирующих устройств, получивших
наибольшее распространение в системах смазки станков.
1. Дозирующий клапан сопротивления, конструкция которого принята в ка-
честве нормали станкостроения, изображен на фиг. 710. Основными частями
клапана являются корпус 2, в котором просверлен канал а диаметром d2 = 1,5 мм,
регулирующий проволочный штифт (игла) 3 диаметром d3 = 1,30-г-1,45 мм, кла-
паны 4 и 5 в форме дисков из латуни толщиной 0,2 и 0,4 мм, поджимаемые
пружиной 6. Для дополнительной очистки масла служит ватный или фетровый
фильтр 1. Подача масла через такой дозирующий клапан зависит при прочих оди-
наковых условиях от величины среднего диаметрального зазора d2— d2 (фиг. 711);
следовательно, ее можно регулировать подбором диаметра d2 штифта. Диски 4—5
(фиг. 710), образуя невозвратный клапан, запирают маслу выход в подводящий
маслопровод при падении давления в последнем и не допускают утечки масла во
время остановок станка, так как давление пружины 6 на диски 4—5 таково,
что не препятствует проходу масла через канал а только тогда, когда масло
в подводящем маслопроводе находится под давлением. В многорезцовом станке
отечественной конструкции для обточки щек коленчатого вала подобные дозирую-
щие клапаны использованы для подвода смазки к 52 точкам.
На том же принципе — сужения прохода для масла — основано действие иголь-
чатого дозирующего клапана, представленного на фиг. 712. Масло под давлением
поступает в клапан в направлении, показанном стрелкой, и открывает его, отжи-
Смазочные устройства и системы смазки
695
мая вправо (на фиг. 712) стержень 1 с коническим концом, который входит в от-
верстие втулки 2. Давление пружины 3, запирающей проход через клапан, можно
регулировать, подвинчивая резьбовую втулочку 4, снабженную для этой цели шли-
цем под отвертку. Этим регулируется и величина проходного сечения клапана.
В подводящей масло линии устанавливается поочередно низкое и высокое да-
вление. Игольчатый клапан открывается только при высоком давлении масла,
следовательно, он отмеривает порции масла периодически (пульсирующая дози-
ровка смазки).
Фиг. 712.
2. Поршневые дозирующие клапаны изображены на фиг. 713 и 714. Клапан
по фиг. 713 связан с одной питающей линией, из которой масло поступает в него
через отверстие 5. Когда поршенек 4 занимает положение по фиг. 713, а, масло,
поступающее в правую полость цилиндра 8, перемещает поршенек влево; при
этом он выдавливает масло из левой полости цилиндра через канал 1 в трубку,
соединенную со смазываемой точкой. В конце своего хода (фиг. 713, б) порше-
нек 4 закрывает пробкой 3 отверстие ка-
нала 7, сжимая при этом пружину 2; подача
смазки в маслопровод прекращена, но масло
продолжает поступать в левую полость ци-
Фиг. 713.
Фиг. 714.
линдра клапана через ш большие каналы на поверхности поршенька 4. Так как
живое сечение цилиндра 8 с правой стороны поршенька уменьшено што-
ком 6, то поршенек возвращается вправо (фиг. 713, а). Пробка 3 остается в преж-
нем положении под давлением масла в левой полости клапана. Таким образом,
при положении клапана по фиг. 713,а левая полость цилиндра заполнена маслом,
выход его в канал 1 закрыт.
Так как насос работает непрерывно, давление масла в питающей линии будет
подниматься. Когда оно достигает определенной заранее установленной величины.
696 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
откроется перегрузочный клапан, давление в линии и в цилиндре 8 упадет, и под
давлением пружины 2 пробка 3 откроет маслу выход в канал 1.
Величина порций масла, подаваемых этим клапаном за один цикл, зависит от
длины хода поршенька 4 и регулируется подвинчиванием пробки 7, в которую
упирается шток 6 в конце хода поршенька 4.
Давление в линии может достигать 150—'200 кг/см?, благодаря чему этот
клапан пригоден и для дозировки густых смазочных веществ.
Дозирующий клапан по фиг. 714 с двумя питающими линиями, присоединен-
ными к отверстиям 1 и S, обслуживает две смазочные точки. В положении, пока-
занном на фигуре, масло находится под давлением в той линии, которая соединена
с отверстием 1. Оно передвигает поршневой золотник 10 вправо (отверстие а
заглушено пробкой, как и отверстие в), по каналу 2 попадает и цилиндр такого же
золотника 7, перемещает его вправо, через канал 6 проходит в полость над порш-
нем 3 и опускает его вниз. При этом поршень 3 вытеснит масло из полости
под ним через канал 11 и выточку золотника 10 в маслопровод, присоединенный
к выходному отверстию 12 клапана. При следующем полуцикле масло под давле-
нием поступает в клапан через отверстие 8 и, сместив оба золотника 7 и 10
влево, поднимает поршень 3; масло из полости над последним через канал 6
поступает в маслопровод, соединенный с отверстием 9. За каждый цикл подается,
следовательно, по одной порции масла к каждой из обеих смазываемых точек.
Величина периодической подачи масла к ним устанавливается посредством регули-
руемого упора 5—4, в который упирается шток поршня 3 в конце своего хода
вверх.
Существуют также поршневые дозирующие клапаны, которые обслуживают
больше двух точек. Они питаются от насоса через такие же клапаны и подают
смазку поочередно различным группам смазочных точек. Распределение масла по
трубкам, присоединенным к групповому дозирующему клапану, производится боль-
шей частью поршневыми золотниками, которые в должный момент времени откры-
вают смазке путь в тот или иной отводящий маслопровод.
3. Дозирующие механические смазочные приборы (дозирующие лубрикаторы)
могут иметь самые разнообразные конструкции. Строгая периодичность их дей-
ствия достигается при помощи кулачков (эксцентриков), храповых передач, по-
средством автоматического включения и выключения электродвигателя, который
приводит прибор, и г. д. Три дозирующих лубрикатора, которые в совокупности
дают достаточное представление о принципах конструкции этих приборов, изобра-
жены на фиг. 715—717. На фиг. 715 изображен вариант устройства многоточечного
смазочного прибора с механическим приводом и ручной подкачкой (проект ГОСТ,
разработанный ЭНИМС). Подача масла производится группой плунжеров, полу-
чающих возвратно-поступательное дзижение от кулачка 6, который приводится
во вращение посредством червячной передачи 4—5. Ход каждого плунжера ре-
гулируется винтом 1, ввинченным в головку 2 плунжера. При положении винта 1,
показанном на фигуре, ход плунжера 3 максимальный, при крайнем верхнем по-
ложении этого винта плунжер 3 не работает.
Смазочный прибор по фиг. 716, который может подавать дозированные порции
смазки к 8 — 12 точкам, работает следующим образом. Рычаг 8, совершающий
качательные движения, через роликовую муфту 7 периодически поворачивает
валик 5, вращая его все время в одном направлении; вращения валика в обратную
сторону не допускает роликовый тормоз 6.
На торце валика 5 находится эксцентрик 4, который входит в гнездо на конце
штока 3\ следовательно, в результате вращения валика 5 шток 3 будет двигаться
возвратно-поступательно вдоль своей оси и в то же время совершать вокруг нее
возвратно-вращательные движения. При этом диск 1, заштифтованный на конце
штока 3 и снабженный рядом прорезей под эксцентричные пальцы И поршень-
ков 10, сообщает последним такие же возвратные движения вдоль и вокруг оси.
В каждом из поршеньков 10 сделана V-образная прорезь и отвереше, посред-
ством которых он при подъеме засасывает масло через отверстие 2 в полость под
Смазочные устройства и системы смазки
697
Фиг. 717.
698 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
поршеньком, а опускаясь, нагиегает его в маслопровод, присоединенный к отвер-
стию 9. Число точек, смазываемых одним таким прибором, определяется числом
его поршеньков, след вательно, зависит от его размера. Рычаг 8 имеет несколько
отверстий, которые по.воляют изменять его угол размаха и тем самым регулиро-
вать величину подачи.
В дозаторе по фиг. 717 имеется валик 2 с эксцентриками 1 (число их равно
числу смазываемых точек), которые сообщают движение вперед (вправо на фи-
гуре) поршенькам 3; в обратную сторону поршеньки отходят под давлением пру-
жин 4, постоянно прижимающих головку поршенька к его эксцентрику. При ходе
вперед поршенек подает масло через шариковые клапаны 7 и 8 к соплу 9. На
последнем постепенно образуется капля масла, достаточно большая для того, чтобы
оторваться от него и подняться через более тяжелую прозрачную жидкость, ко-
торая заполняет камеру 10, к клапану 11 и отсюда в маслопроводную трубку.
Величину подачи (количество капель масла в минуту) можно контролировать через
окно 12, а регулировать ее— винтом 14-. при завинчивании этого винта рычажок 15
отводит соответствующий поршенек 3 вправо, и длина хода поршенька умень-
шается.
Через трубки 5 и шариковые клапаны 6 поршенек засасывает масло при его
ходе назад (влево). Кнопки 13 служат для ручного подкачивания масла при пуске
станка.
Валик 2 может вращаться периодически или непрерывно, следовательно,
описанный прибор пригоден как для дозирующей, так и для непрерывной
подачи.
Смазочные приборы с механическим приводом, сходные с изображенным на
фиг. 715, могут быть использованы как для непрерывной, так и для дозирующей
смазки в зависимости от конструкции привода червяка червячной передачи этого
прибора.
В. Конструкции смазки направляющих
На важное значение надежной смазки направляющих указывалось выше (см.
стр. 190 —191). Трудности смазки направляющих больших токарных, тяжелых
продольно-строгальных, продольно-фрезерных станков и т. п. обусловлены тем,
что: а) тяжелая движущаяся часть стремится (особенно при низкой скорости дви-
жения) выдавить масляную пленку из зазора; б) при реверсировании салазок супорта
или стола эта пленка разрывается. Поэтому обеспечить жидкостное трение на
направляющих, как правило, невозможно.
Нередко и в станках новых моделей предусматривается лишь самая примитивная
смазка направляющих—периодической поливкой их из ручной масленки-лейки.
Это объясняется отчасти стремлением упростить конструкцию смазочной системы,
отчасти влиянием традиций. По причинам, понятным из предыдущего, с каждым
годом все большее распространение получает автоматическая смазка направляющих.
При проектировании устройств для нее нужно иметь в виду следующие общие усло-
вия: 1) при чрезмерно обильной смазке (затоплении) направляющих могут иметь
место избыточные потери на трение, так как они зависят не от одной лишь вели-
чины подачи масла; 2) наиболее рациональная подача масла на направляющие может
быть найдена только опытом, поэтому в устройстве для смазки направляющих
должна быть предусмотрена возможность регулирования подачи, а тем самым и
толщины масляной пленки; 3) смазочное устройство должно быть автоматизировано
таким образом, чтобы оно включалось при пуске станка и выключалось при
его остановке; 4) должна быть предусмотрена возможность удобного контролиро-
вания работы устройства для смазки направляющих, как и других смазочных
устройщв станка.
Приведенные ниже описания нескольких конструкций дают представление о раз-
личных способах автоматической смазки направляющих станков.
На фиг. 718 представлена схема смазки продольно-строгального станка. Насос 1
нагнетает масло через фильтр 2, регулятор давления <3 и трубу 4 в канал 5
Смазочные устройства и системы смами
699
на дне V-образной направляющей станины (фиг, 719), который не доходит до
концов направляющей. Из этого канала масло, находящееся под давлением, рас-
пределяется по Х-образным канавкам на направляющих. Стол станка в своих край-
них положениях не свисает со станины, а поэтому нет опасности разбрызгивания
масла из канала 5. На обратном пути в резервуар 7 масло проходит через фильтры
и отстойники 6.
На фиг. 720 показана схема смазки направляющих салазок и стола горизонталь-
ного расточного станка. От маслораспределителя, расположенного приблизительно
Фиг. 718.
в середине салазок, идут трубки к дозирующим клапанам, которые обслуживают
обе направляющие салазок и станины, обе направляющие стола и салазок, а также
некоторые другие детали станка — маточные гайки винтов продольной и попереч-
ной подач и зубчатые передачи механизма поперечной подачи. Показанный на схеме
смазочный прибор монтирован на салазках с гола и приводится в действие посред-
ством качающегося рычага и валика, скошенного на конце. Аналогичный привод
в применении к устройству
смазки призматических напра-
вляющих револьверного су-
порта токарно-револьверного
станка изображен на фиг. 721.
Механизм приводится в дей-
ствие рычагом 1 быстрого
перемещения супорта; через де-
тали 2, За и 36 сообщаются
возвратно-поступательные дви-
жения плунжеру прибора 4, который при этом подает одну-две капли масла на
каждую из четырех граней направляющих через дозаторы 5.
Как ясно из приведенных фигур, основными элементами устройств для смазки
направляющих являются насос, распределители и дозирующие клапаны, комбини-
руемые в соответствии с условиями работы проектируемой модели.
В большинстве случаев система смазки направляющих, как и других трущихся
поверхностей станка, проектируется независимой от гидросистемы последнего, если
таковая имеется. Это обусловлено коренным различием функций обеих систем, что
делает нередко затруднительным или даже невозможным питание их из одного
масляного резервуара и посредством одного насоса. Однако иногда удается обойти
эти трудности. Так, например, находчиво решена задача смазки направляющих
станины от гидравлической системы станка во внутришлифовальном станке мо-
дели 3250 (см. схематическую фиг. 722). Ог нагнетающей трубы маслопровода,
в которой давление масла составляет 8 —10 кг/см2, ответвляется трубка
к V-образным направляющим станины. По нуги к ним масло проходит через змее-
вичок и клапан постоянного давления. Большое сопротивление змеевичка про-
ходу масла понижает его давление до 0,2 аши. Вес крышки клапана выбран
700 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
!
।
i
Фиг. 722.
Смазочные устройства и системы смазки
701
таким, что если давление масла превысит 0,2 ати, крышка приподнимается и из-
лишек масла уходит через отверстие в этом клапане обратно в резервуар.
При питании смазочной системы от гидросистемы ci.ni..а из общего масляного
резервуара необходима особо тщательная очистка отработавшего смазочного масла
от металлических и абразивных частиц и пыли па его обратном пути в бак.
Г. Насосы, фильтры, маслопроводы, контрольная аппаратура
Эти элементы имеют в смазочных системах станков самую разнообразную кон-
струкцию. Ниже рассматривается небольшое число их с целью дать представление
о возможных целесообразных вариантах конструктивных решений.
1. Насосы. Насос для смазки должен соответствовать требуемой производи-
тельности, давлению на выходе и сопротивлениям в системе. Так как условия работы
различных трущихся поверхностей станка могут сильно различаться, то один и
тот же станок снабжается иногда несколькими смазочными насосами. Каждый из
них обслуживает либо отдель-
ный узел, либо отдельную
группу деталей, принадлежа-
щих к различным узлам.
В качестве смазочных на-
сосов в современных станках
используются ротационные на-
сосы (шестеренные, поршне-
вые, лопастные) и поршневые
(плунжерные) насосы нерота-
ционные. Выбор типа насоса
и его размеров зависит от тре-
буемых давления и произво-
дительности. В принципе в
системах смазки можно приме-
нять те же насосы, которые
обслуживают гидросистемы
станков. С успехом могут при-
меняться иногда также насосы.
Фиг. 723.
предназначенные для смазки
редукторов и других механиз-
мов и машин. Существуют, наконец, конструкции насосов, специально приспо-
собленные для питания смазочных систем станков; некоторые типичные кон-
струкции их показаны на приведенных ниже фигурах. Изготовляемые у нас стан-
дартные шестеренные насосы для смазки типа I1IC имею, производительность 5, 8
и 12 л/мин (три типо-размера) при наибольшем давлении соответственно 5, 8 и
10 кг)см2.
Достоинства шестеренных насосов—малое количество деталей, технологич-
ность конструкции, относительно малые габариты и эксплуатационная надежность.
Они могут быть построены для любой производительности и для давлений до
70—80 ати.
На фиг. 723 изображена специальная конструкция шестеренного смазочного
насоса для подачи масла через вращающийся вал, как ->. о иногда бывает нужно
для подвода смазки к определенному месту. Масло засасывается насосом через
фильтр в полость 1, перекачивается в полосы. 2 и далее через обводный канал 4
в корпусе насоса и несколько отверстий 5--в полый приводный валик 6 насоса.
Этот валик соединен на резьбе с вращающимся полым валом 7, через который
масло и отводится к требуемой точке. Соединение уплотнено мешым кольцом 8.
В отверстие 3 корпуса насоса может быть ввинчен перепускной клапан, с помощью
которого регулируется давление подачи.
702 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Смазочные устройства и системы смазки
_____________703
Конструкции нормальных шестеренных насосов с наружным и внутренним за-
цеплением колес и их расчет рассматриваются в курсе .Гидроприводы станков*.
Лопастные насосы применяются в станках реже насосов других типов.
Конструкция лопастного смазочного насоса, спроектированного ЭНИМС (нор-
маль станкостроения С12-12), показана на фиг. 724. Чугунный корпус 1 насоса
монтирован в кронштейне 3, который может быть укреплен в удобном месте па
станке. Валик 2 с двумя стальными лопатками 4, постоянно прижимаемыми к сталь-
ному же кольцу 6' пружиной 5, приводится во вращение посредством ременной
или зубчатой
по да
передачи либо через соединительную муфту.
Большим разнообразием отли-
чаются конструкции поршневых
(плунжерных) смазочных насо-
сов, используемых в современных
ci анках.
На фиг. 725 представлена стан-
дартная конструкция такого на-
соса, разработанная ЭНИМС (нор-
маль станкостроения С13-1). Как
видно из фигуры, конструкция
очень проста: весь насос состоит
из чугунного корпуса 4, стального
ДиНпсмп! На смазку
-UF
- -i
<0 ut
Фиг. 726.
плунжера 1, направляющей втулки 2, пружины 3, двух шариковых клапанов и несколь-
ких уплотняющих прокладок. Диаметр плунжера — от 8 до 25 мм, производитель-
ность насоса в зависимости от диаметра плунжера — от 0,04 до 0,30 л[мин на
каждые 100 дв. ход/мин плунжера.
Смазочный насос универсального резьбошлифовального станка модели ММ582
изображен на фиг. 726. Масло, заливаемое в корпус 6 через пробку 1, засасывается
плунжером 8 через сетчатый фильтр 7 и шариковый клапан 5, а нагнетается через
клапан 4 и каналы 3 и 2. Возвратно-посгупа тельное движение плунжеру 8 сооб-
niaeica маслом (от гидросистемы), которое поступает иод поршень 12 через ка-
налы 14 и 15, и пружиной 13. Утекающее через неплотности масло возвращается
в резервуар по каналам 9, 10 и 11.
На фиг. 727 изображен масляный насос револьверных станков некоторых моде-
лей При вращении валика 5, на котором запнифгован кулачок 6, плунжер 3, при-
жимаемый к кулачку пружиной 4, совершает возвратно-носгупательные движения,
засасывая масло через шариковый клапан 1 и нагнетая его через такой же кла-
пан 2 в маслопровод 7.
704
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Поршеньки плунжерных насосов должны иметь малый размер, чтобы ход их
был не слишком мал. Во избежание перебоев в смазке вследствие засорения кла-
панов желательно иметь два всасывающих и два нагнетательных клапана для
каждого плунжера; в таком случае очистку клапанов можно производить, не остана-
вливая станка. Конструкция и расположение смазочного насоса должны быть выбраны
с таким расчетом, чтобы избежать попадания воздуха в насос или, если это пол-
ностью не может быть исключено, чтобы легко было быстро удалить воздух из
насоса.
2. Фильтры. Мелкие частицы истирающегося металла, мелкая стружка, абра-
зив и грязь, попадающие в циркулирующее масло, ускоряют износ смазываемых
им трущихся поверхностей.
Вопросом очистки смазочного масла от примесей пренебрегать при проектиро-
вании нового с ганка не следует: от качества очистки зависит срок службы под-
шипников, направляющих и многих других ответственных частей станка. Это под-
тверждается опытом эксплуатации самых различных станков. Кроме того, частицы
стали или чугуна, оказывая каталитическое действие в отношении восприятия маслом
кислорода, способствуют его окислению.
Крупные частицы металла, абразива и грязи, равно как и вода, легко выде-
ляются из масла в отстойниках. Что касается взвешенных в масле мелких частиц,
то время, необходимое для их отстаивания, велико, и выделение их одним только
отстаиванием не гарантирует достаточной чистоты циркулирующего масла. Поэтому
при проектировании смазочной системы станка необходимо предусмотреть эффек-
тивную фильтрацию масла, устанавливая в соответствующих местах фильтры с до-
статочной задерживающей и достаточно большой пропускной способностью.
Существующие фильтры позволяют отделять из масла даже очень малые твердые
частицы, при надобности — размером 1 мк (из легких масел), лишь с небольшой
потерей давления. Пропускная способность фильтров достигает иногда 800 л/мин.
Следовательно, потребности смазочных систем станков в отношении очистки цирку-
лирующего в них масла могут быть удовлетворены без труда практически во всех
случаях.
К масляному фильтру должны быть предъявлены следующие основные требова-
ния: 1) способность задерживать твердые частицы размером не ниже некоторой
установленной из опыта величины, для станков — большей частью от 3 до 5 мк;
2) длительная работа без смены фильтра или его частей; 3) возможность быстрой
очистки, а также замены всего фильтра или его сменных частей.
В современных станках находят применение масляные фильтры различных
типов: фетровые (войлочные) и матерчатые, с пористыми фильтрующими элементами
из порошковых металлов, сетчатые, пластинчатые (дисковые), магнитные для отде-
ления частиц черных металлов. В некоторых новых моделях станков для чистовых
и отделочных операций в систему смазки включается последовательно с фильтром
для механической очистки масла химический фильтр, удаляющий парафин из цирку-
лирующего масла.
Смазочные устройства и системы смазки
705
Фильтры с бумажными пропитанными гофрированными дисками и тому подоб-
ными фильтрующими элементами используются лишь в единичных моделях станков
с целью отделения из масла самых мелких частиц.
Пример конструкции фетрового фильтра показан на фиг. 728; фильтрующий эле-
мент имеет здесь форму полого цилиндра, составленного из фетровых колец,
вставленных в дырчатый цилиндр из тонкого листового металла, некорродирую-
щего в масле. Встречаются и более простые фильтры с фетровой набивкой. Все
онн имеют тот недостаток, чго сравнительно быстро засоряются мелкими частицами,
Фиг. 728.
которые задерживаются в капиллярах фетра (см. диаграмму на фиг. 729 для одного
из фильтров отечественной конструкции). Несмотря на это, фетровые фильтры
встречаются, хотя и реже, чем прежде, также и в станках новых моделей, что
объясняется их дешевизной.
Вместо фетра пользуются иногда войлоком или ватой; последнюю закладывают,
например, с целью фильтрации масла в дозирующие клапаны (см. стр. 694 и
фиг. 710). Очистка таких фильтров производится иногда продуванием их сжатым
воздухом (против потока масла).
Матерчатые фильтры сходны с фетровыми; фильтрующим материалом в них
служит бязь или другая бумажная ткань, натянутая в несколько слоев на каркас
в виде цилиндра, либо нескольких прямоугольных или круглых рамок, вставлен-
ных в корпус фильтра. Ввиду ограниченного применения таких фильтров в стан-
ках подробно описывать их здесь нет необходимости.
В сетчатых фильтрах частицы, засоряющие масло, отделяются тканью из тонкой
проволоки латунной, медной, бронзовой или из других некорродирующих в масле
металлов.
В зависимости от величины частиц, которые должны задерживаться сеткой, ее
плотность (густоту) выбирают в пределах от 360 до 18 000 ячеек на 1 см2.
Сетка припаивается к металлическому каркасу фильтрующего элемента, вставляе-
мого в корпус фильтра. Нередко такой сеткой снабжпотея смазочные приборы
или какие-либо другие элементы смазочного устройства; в таком случае необхо-
димость в отдельном фильтре отпадает.
Большое распространение получили в современных станках пластинчатые или
дисковые фильтры. Типичная конструкция такого фильтра по нормалям станко-
строения Г41-1 и Г41-4 (пластинчатые фильтры типа Г) представлена на фиг. 730.
Сквозь резьбовую крышку 7, герметически закрывающую корпус 4 фильтра, про-
ходит уплотненная сальником ось 2, на которую надеты, чередуясь, тонкие пла-
стинки форм а — с ободом (диски) и б — без обода (звездочки), изготовленные
из калиброванной стали. На оси 2 снята лыска, и центральные отверстия пласти-
нок а и б имеют форму, отвечающую сечению оси. На неподвижную стойку 8
45 /кчеркаи Ы85
706
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
квадратного профиля надеты скребки (ножи) в таким образом, что в зазор между
каждой парой соседних дисков а и в одной плоскости с разделяющей их звездоч-
кой б входит один скребок.
Масло входит в фильтр через отверстие 6, проходит через узкие кольцевые
щели между пластинками а, далее — через образованные пластинками а и б ка-
налы в пакете пластинок, параллельные оси фильтра, и через отверстие <3 ухо-
дит для дальнейшей циркуляции в смазочной системе. При проходе масла через
Фиг. 730.
щели между дисками а твердые
частицы, размер которых больше
зазора между этими дисками, за-
держиваются и оседают на их
ободе. Для очистки фильтра до-
статочно повернуть за рукоятку 1
ось 2 вместе с набором пласти-
нок а и б на один-два оборота;
при этом скребки в соскабли-
вают с дисков а осевшую на них
грязь. Следовательно, очистка
пластинчатого фильтра не требует
его разборки и не вызывает про-
стоев станка, так как может про-
изводиться во время работы. Бла-
годаря этому фильтр такой
конструкции можно очищать как
угодно часто.
В зависимости от размера
частиц, которые должны отде-
ляться фильтром, выбирается тол-
щина звездочек б и скребков,
определяющая собой ширину зазо-
ров между дисками а; нормали
Г41-1 и Г41-4 рекомендуют вы-
бирать толщину этих деталей из
ряда значений 0,08, 0,12, 0,2 и
0,3 мм. Возможно, однако, из-
готовить эти детали и из более
тонкого материала и тем умень-
шить зазоры между дисками до
0,04 мм. Количество пластинок в фильтре и длина набора их зависят от выбран-
ной толщины пластинок, от требуемой пропускной способности фильтра и от вяз-
кости фильтруемого масла.
Пробка служит для периодического удаления из фильтра грязи, накопившейся
на дне корпуса. Назначение остальных деталей понятно из фигуры.
Пластинчатые и подобные им фильтры очищаются в большинстве случаев вруч-
ную— поворотом рукоятки (см. выше). Реже они имеют привод от отдельного
маленького электродвигателя либо очищаются с помощью автоматического устрой-
ства, располагаемого на крышке фильтра и периодически поворачивающего скребки
за счет перепада давлений до фильтра и после него, либо периодически пово-
рачиваются посредством, например, храповой передачи какой-либо движущейся
частью станка (супортом и т. п.) в конце ее хода. Автоматизировать действие
такого фильтра особенно легко и удобно в станках с автоматическим циклом
работы.
Устройство магнитного фильтра изображено на фиг. 731. Главной частью его
является сильный постоянный магнит 4 цилиндрической формы с кольцевыми
по 1ЮСПЫМИ (из мягкого железа) наконечниками 3 и 8, укрепленный на стержне 7
и цилиндрическом корпусе 2, герметически закрытом крышкой I посредством
Смазочные устройства и системы смазки
707
скобы 11. Корпус и крышка изготовлены из немагнитного материала, так же как
стержень 7 и тонкостенная труба 5, окружающая магнит 4 и зажатая полюсными
наконечниками 3 и 8. Между последними помещено несколько (на фигуре пять)
колец 6 из динамного железа, соединенных друг с другом латунными планками
так, что между ними образуются межмагнитные зазоры. Поток магнитных линий
выходит из верхнего полюсного наконечника 3, пронизывает кольца 6 и входит
в магнит через полюсный наконечник 8.
Масло поступает в фильтр через отверстие 10 и вытекает из него через от-
верстие 9, проходя по пути через отверстия в полюсном наконечнике 3, зазоры
между кольцами 6 с одной стороны, тру-
бой 5 и корпусом 2 — с другой и через
межмагнитные зазоры между кольцами 6.
Таким образом эти кольца омываются маслом
со всех сторон. При этом частицы магнит-
ных металлов, содержащиеся в масле, при-
липают к намагниченным кольцам.
Для очистки фильтра вынимают из него
все кольца 6 (это облегчается тем, что они
сделаны разъемными из двух частей), раз-
магничивают их и затем промывают в ке-
росине или бензине. Магнит 4 защищен от
прилипания металлических частиц алюминие-
вой или латунной трубой 5.
Достоинства описанного магнитного филь-
тра — его простота и дешевизна, недо-
статки— непригодность для отделения из
масла частиц немагнитных металлов, грязи
и т. д. и необходимость периодической раз-
борки фильтра для его очистки. Магнитные
фильтры, подобные описанному, успешно
работают до очень больших скоростей про-
текающего через фильтр масла — при- фиг 7д|
мерно до 10—12 м/сек', нужно, однако,
помнить, что с увеличением этой скорости эффективность фильтра падает.
Рабочее давление в магнитном фильтре по фиг. 731 и сходных с ним —
до 5 ати. Магнитная мощность (произведение остаточной магнитной индукции Во
и коэрцитивной силы Нс) сплавов, йрименяемых в этих фильтрах, очень высока:
она достигает (4,5 т- 5) 10е гс э, тогда как для кобальтовой стали она равна
примерно 1-16е, для сплава„альнико" 1,7-1С8 гс э. В настоящее время магнитные
фильтры строятся для очистки до 18 000 л час.
Как показывает практика современного станкостроения, фильтры располагают
в самых различных местах смазочной системы: во всасывающей части трубопро-
вода, г. е. до насоса, в нагнетательной части, параллельно последней, в байпасе,
в отводной части. Каждое из этих решений имеет свои достоинства и недо-
статки.
Установка фильтра до насоса принципиально наиболее целесообразна, так как
защищает от грязи и пр. все части системы. Однако при таком расположении
фильтра он д >лжен иметь большие габариты, чтобы его сопротивление протека-
нию масла было невелико, и высокую герметичность во избежание подсоса воздуха;
поэтому нередко ставят фильтр в линии, отводящей масло обратно в резервуар,
благодаря чему в последнем находится всегда масло, очищенное от примесей.
O.iacHocib того, чго грязь, металлическая пыль и прочие примеси, случайно
попавшие в резервуар, будут при таком расположении фильтра циркулировать на
всем пути масла от входа в насос до выхода в резервуар, может быть сделана
практически ничтожной хорошим уплотнением крышек резервуара и целесообраз-
ной конструкцией крана или клапана для выпуска из него воздуха.
708
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
положении фильтра
п п
Фиг. 732.
Если включить фильтр в нагнетательную часть маслопровода, в насос попадают
частицы, загрязняющие масло, что ведет к сокращению срока его службы. При
подобном расположении фильтра его конструкция должна быть приспособлена
к давлению в нагнетательной трубе; корпус фильтра должен быть испытан двой-
ным пробным давлением.
С недавнего времени фильтр помещают иногда в байпасе, который включен
параллельно маслопроводу и снабжен отдельным насосом. Однако при таком рас-
римеси, загрязняющие масло, могут пройти весь маслопровод
несколько раз, прежде чем попадут в байпас и будут за-
держаны фильтром; поэтому для смазочных систем станков
такое решение не всегда приемлемо.
При выборе местоположения фильтра в смазочной си-
стеме проектируемого станка решающее значение имеют
располагаемое место, требования доступности фильтра для
наблюдения за его работой, для очистки и для замены
некоторых его частей.
Чистоте циркулирующего масла способствуют помимо
фильтров и некоторые другие мероприятия. К числу их
относится прежде всего применение масляных резервуаров
и отстойников возможно больших размеров (ср. § 85),
для того чтобы взвешенные в масле твердые частицы успе-
вали выпадать в осадок. С той же целью в этих резер-
вуарах делают перегородки, которые резко изменяют
направление потока масла. Целесообразно также намагни-
чивать спускные пробки (нормали станкостроения С98-3 и
С98-4) или закреплять в них подковообразные магниты для того, чтобы
пробка притягивала к себе частицы магнитных металлов, засоряющие масло
(фиг. 732).
3. Маслопроводы и их соединения. Маслопроводы станков соби-
раются большей частью ив труб красной меди наружным диаметром от 4 до 12
или 14 мм (ГОСТ 617-41); наиболее распространенные размеры — 4, 6 и 8 им.
При наружном диаметре 8 мм и больше с целью экономии меди применяют также
стальные бесшовные трубы. В некоторых станках встречаются маслопроводы из
стальных труб, омедненных снаружи и покрытых латунью внутри. Значительно
реже применяют алюминиевые трубопроводы и фитинги, отлитые под давлением
из цинковых сплавов. При любом материале труб они должны быть отожжены,
так как при сборке маслопровода трубы -приходится из1 ибать, и поэтому они
должны быть мягкими.
Длинные смазочные трубки малого диаметра оказывают большое сопротив те ;ие
течению масла и требуют повышенной мощности насоса, иначе они не обеспечивают
достаточной подачи масла; кроме того, чем меньше внутренний диаметр трубы,
тем легче при прочих одинаковых условиях она засоряется. Поэтому внутренний
диаметр .маслопроводов рекомендуется выбирать с таким расчетом, чтобы скорость
масла не превышала 1 —1,5 м/сек. Это, однако, далеко не всегда может быть
сделано, и нередко приходится по необходимости допускать скорости, в 3—4 раза
большие (см. стр. 716).
Соединительные части (фитинги)—угольники, тройники, нипели и другие
детали смазочной арматуры — изготовляются по большей части из стали или ков-
кою чугуна. Формы и размеры их установлены разработанными ЭНИМС нор-
малями станкостроения, которыми и следует пользоваться при проектировании
смазочных систем станков.
4. Контрольная аппаратура. Для наблюдения за правильной и беспе-
ребойной работой смазочной системы рекомендуется, а иногда—в ответственных
станках (высокоточных, тяжелых, специального назначения)—и необходимо
предусмотреть при проектировании станка соответствующие приборы или
устройства.
Смазочные устройства и системы смазки
709
Простейшие из них служат для зрительного контроля давления масла, его тем-
пературы, высоты уровня в резервуарах, коробках и т. п., непрерывности потока
масла. Если перебои в работе смазочной системы угрожают станку серьезной ава-
рией. то необходимы либо автоматические устройства, останавливающие в подоб-
ных случаях станок, либо по меньшей мере сигнальные приборы, указывающие
рабочему световым или звуковым сигналом на неполадки в работе системы.
По причинам, понятным из сказанного в § 61, тетенции современного станко-
строения направлены в сторону полной автоматизации работы смазочных систем.
Наиболее распространенные приборы для зрительного наблюдения за работой
масляной системы — манометры, маслоуказагели (указатели уровня) и приборы для
наблюдения за непрерывностью потока масла. Термометры
применяются значительно реже и контролируют притом
лишь температуру направляющих и наиболее ответствен-
ных подшипников.
В особенно тяжелых станках при установке несколь-
ких электрических термометров сопротивления для
наблюдения за наиболее угрожаемыми местами станка
показания этих термометров целесообразно передавать
на центральный путь управления. С помощью поворот-
ного переключателя можно проверить температуру в
каждой из контролируемых точек.
Ставить термометр на масляном резервуаре сле-
дует лишь в том случае, если объем резервуара мал
сравнительно с объемом циркулирующего масла.
Манометры выбираются по ГОСТ. Они особенно
нужны там, где приходится ожидать затуманивания
стекол маслоуказателей изнутри мелкими каплями
масла (при смазке разбрызгиванием); на чрезмерное
понижение уровня масла в корпусе коробки скоростей
или резервуаре укажут в таком случае или сильное
падение давления масла, или резкие его колебания.
Фиг. 733.
Там, где падение давления масла в смазочной системе м;жет привести к по-
вреждению ответственных деталей станка или аварии, пелесообразно включить
в маслопровод электрическое или гидравлическое реле давления, выключающее
двигатель (или все двигатели станка), как только давление масла упадет ниже
заранее установленной величины. Реле давления типа С57-51, изготовляемое оте-
чественной промышленностью и предназначенное для контроля давления в систе-
мах, где оно не превышает 6 кг/см2, а температура масла лежит в границах
между 10 и 50°, показано на фиг. 733. Масло, давление которого контролируется,
подводится через нижнюю крышку 8 реле и давит на тонкую мембрану 7, на ко-
торую опирается своей широкой шляпкой поршенек 3, нагруженный пружиной 5.
Преодолевая давление последней, поршенек своим верхним концом замыкает кон-
такты микропереключателя 2 и соответствующую электрическую цепь. Если давле-
ние в системе упадет ниже допустимой величины, которая устанавливается регу-
лировкой пружины посредством гайки 4, поршенек <3 под давлением пружины
отожмет вниз мембрану 7, микропереключатель сработает и разорвет электри-
ческую цепь. Механизм реле собран в чугунном корпусе 6 и закрыт сверху кожу-
хом 1.
Чувствительность этого реле (разность давлений при включении и выклю-
чении) 0,1 —s—0,2 кг/см2, время срабатывания около 0,2 сек.
Наиболее распространенные формы маслоуказателей показаны на фиг. 734 и
735 (нормали станкостроения С52-1 и С51-1). Трубчатые маслоуказателн (фиг. 734)
рекомендуется ставить в тех случаях, когда нельзя применить круглый масло-
указатель по фиг. 735. Глазок 1 круглого маслоуказателя и трубку 1—трубча-
того изготовляют из обычного или оргстекла (прозрачной пластмассы) Экран 2
из жести или непрозрачного целлулоида обеспечивает лучшую видимость уровня
710
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
масла. Дроссельный винт 3 на фиг. 734 позволяет отключить трубчатый масло-
указатель для его прочистки или замены стеклянной трубки.
Для наблюдения за непрерывностью потока масла служат пульсирующие масло-
указатели по фиг. 736 (нормаль станкостроения С51-8) и прозрачные глазки или
трубки в масленках, многоточечных насосах, регуляторах потока (нормаль С35-12)
и т. д.
Иногда для контроля непрерывности потока служит открытая маслоотволная
трубка, струя из которой бьет в плоский или выпуклый глазок из оргстекла,
Фиг. 735.
Фиг. 734.
укрепленный на крышке или на стенке коробки скоростей и т. д. Коробка при
этом обычно освещена внутри, благодаря чему остановку струи масла легко за-
метить (см., например, детали 1—4 на фи1. 383, стр. 409).
Все эти приборы не вполне надежны потому, что рабочий, обслуживающий
станок, сам должен вспоминать о необходимости периодического наблюдения за ними.
Более надежны устройства с автоматической сигнализацией о неполадках в сма-
вочной системе. На фиг. 737 показано устройство реле контроля потока подачи
Фиг. 736.
масла типа С55-51, предназначенное для давлений до 6 кг'см2. Реле состоит из
корпуса 4, закрытого сверху колпаком 1, снизу — крышкой 9 с нипелем для
\ крепления на станке. Корпус 4 снабжен впускным и выпускным отверстиями а и Ь.
При исправном действии смазочной системы поток масла проходит через полость 5,
которая сообщается с расточкой 8 в поршне 6, притертом к корпусу 4. Так как
диаметр отверстия, соединяющего полости 5 и 8, мал (1,5 мм), то давление
в первой из них выше, и поршень 6, преодолевая сопротивление пружины 7,
аапимает свое нижнее положение. Лишь только течение масла в сети, следова-
тельно, и через реле прекратится, пружина 7 поднимет вверх поршень 6. С по-
следним связан штифтом (плавающее соединение) шток 2, направляемый в расточке
стакана .3. Таким образом при прекращении потока масла вместе с поршнем 6 под-
нимется шток 2; при этом он замкнет контакты микровыключателя и электри-
ческую цепь светового или звукового сигнала, оповещающего о нарушении работы
смазочной системы.
Сигнальные устройства этого рода нетрудно сблокировать с системой управле-
ния электроприводом станка так, чтобы в случае нарушения работы смазочной
Смазочные устройства и системы смазки
711
системы двигатели выключились сразу или через некоторое время после преду-
предительного сигнала. Нередко для наблюдения за непрерывностью потока масла
ограничиваются блокировкой пусковой аппаратуры главного двигателя с выключа-
телем масляного насоса. Если при этом двигатель насоса защищен от перегрузки,
то блокировка должна быть устроена таким образом, чтобы в случае автомати-
ческого выключения перегруженного насоса немедленно автоматически выключался
также и двигатель в приводе станка. Нужно, однако, иметь в виду, что полной
гарантии непрерывности потока масла такая система не дает: двигатель насоса
может работать иногда без того, чтобы насос действительно качал масло, напри-
мер, при чрезмерно низком уровне масла в резервуаре. Много надежнее в этом
отношении приборы, описанные выше.
Фиг. 737.
Для этой же цели можно применять различного рода аппараты, встраиваемые
в маслопровод. Проходя через него, поток масла удерживает в откинутом поло-
жении, например, легкую заслонку, замыкающую при этом вспомогательную элек-
трическую цепь, при разрыве которой автоматически обесточивается главный дви-
гатель станка. Целесообразно включать такой прибор в трубу, которая отводит
масло в маслосборник: в таком случае включить приводной двигатель станка
возможно только после того, как поток масла прошел через все точки, подлежа-
щие смазке, и находится на обратном пути в маслосборный резервуар.
Во всех случаях, когда внезапная остановка станка особенно нежелательна
из-за угрозы, например, повреждения изделия, поломки инструмента или по другим
причинам, в систему наблюдения за смазкой следует включить электрический
световой или звуковой сигнал (или сигналы), оповещающий о падении давления
масла, о прекращении подачи его и т. д. Это позволяет либо устранить непо-
ладку в смазочной системе на ходу, либо ввести в действие резервный смазочный
агрегат, которым в последнее время снабжают тяжелые станки.
Системы световой сигнализации для указанной цели довольно разнообразны. Так,
для контроля смазки опор главного шпинделя одного тяжелого станка на панели
управления помещены красные и зеленые лампы, по одной паре для каждого
подшипника. Зеленые лампы загораются при пуске главного двигателя станка.
Если температура одного из контролируемых подшипников достигнет допускае-
мого предела, соответствующая зеленая лампа гаснет. В случае, если, несмотря на
этот сигнал, неполадка в подаче масла к подшипнику не будет устранена и по-
этому температура его будет повышаться и дальше, то по истечении определен-
712 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
кого времени загорится красная лампа и одновременно выключатся двигатели
станка. Красная лампа будет продолжать гореть и после остановки станка до тех
пор, пока температура подшипника не упадет до нормальной; только после этого
возможно снова пустить станок.
Электрические схемы таких сигнализирующих устройств сравнительно просты,
элементы, из которых они составляются, недороги, и поэтому применение таких
устройств во вновь проектируемых станках, особенно в тяжелых и в станках для
точных работ, следует рекомендовать.
Контрольная лампа связывается иногда с поплавковым устройством масляного
резервуара и в таком случае, загораясь, сигнализирует о чрезмерном понижении
уровня масла и необходимости пополнения резервуара.
§ 83. УКАЗАНИЯ ПО РАСЧЕТУ СМАЗОЧНЫХ СИСТЕМ
Расчет элементов смазочной системы проектируемого станка — насосов, филь-
тров, распределителей, маслосборников, трубопроводов и пр. — должен быть
в принципе основан на том условии, чтобы количество масла, подаваемого к тру-
щимся поверхностям станка, было достаточно для сохранения температур, безопас-
ных для этих поверхностей во время непрерывной работы станка при полном
использовании его по мощности и скоростям. Тепло, образующееся в механизмах
станка от трения в передачах, в опорах шпинделей и валов, на направляющих
и т. д., а также от разбрызгивания и перемешивания масла вращающимися в нем
деталями, передается воздуху, окружающему станок, различными путями: через
циркулирующее в смазочной системе масло, через металлические части механиз-
мов и далее — стенки корпусных деталей. Условием установившегося теплового
состояния будет равенство количеств тепла, образующегося во время работы
станка в силу указанных выше причин, с одной стороны, и отводимого в окру-
жающий воздух — с другой.
Точный расчет количества масла, необходимого и достаточного для сохранения
теплового равновесия в соответствующих деталях станка, а отсюда расчет эле-
ментов смазочной системы затрудняется главным образом недостаточным еще зна-
нием зависимостей, характеризующих теплопередачу через стенки сложной формы
(к тому же окрашенные с обеих сторон или покрытые снаружи краской, внутри —
нитролаком) и излучение ими тепла. Невозможно также точно рассчитать мощности,
затрачиваемые на трение в передачах, подшипниках, на направляющих и пр.,
а следовательно, точно определить эквивалентные им количества тепла. По необ-
ходимости приходится поэтому довольствоваться приближенными способами рас-
чета смазочных систем, основанными либо на упрощенном уравнении теплового
равновесия, либо на собранных опытным путем данных о нормах расхода смазки
для станков различных типо-размеров.
В первом случае количество теплоты, образующейся от трения сопряженных
поверхностей, вычисляют, исходя из соответствующих мощностей трения Nmp.
Для передачи прямозубыми колесами
Nmp.np.nep = ± V-) 1е?+е2-(е1+е2)+1]^ (83.1)
где f—коэфициент трения рабочих профилей зубьев; и z2—числа зубьев со-
пряженных колес; и е2— доли коэфициента перекрытия (е = е( е2), отвечаю-
щие зацеплению до полюса и после иего; N — мощность на ведущем зубчатом
колесе передачи.
Приближенно можно принять -|- 1 1,5е, и тогда
Nmp. пр. пер — “о- i "zjiO ~ ' N. (83. 2)
Знак плюс отвечает здесь наружному, знак минус — внутреннему зацеплению,
индекс 1 — меньшему, индекс 2 — большему колесу передачи.
Указания по расчету смазочных систем
713
Для передачи косозубыми или шевронными колесами последняя формула при-
нимает вид
Nmp. кос. пер — — ± М 3)
где — коэфициент перекрытия в торцевой плоскости; {3 — угол наклона зубьев.
Для конической передачи
1 , I 2 cos 8 .. .,
Nmp. кон. пер "9 1 / 4 '.>4~ „ .„ s" (83. 4)
|/ г1 г2 4’1’Л'3
где 8 — угол между осями сопряженных колес.
Следовательно, для частного и практически наиболее частого случая ортого-
нальной передачи (8 = 90°)
Nmp. кон. орт. пер = -ту- S- N. (83.5)
Коэфициент трения f зависит от чистоты отделки профилей зубьев колес, от
точности сборки передачи, правильности относительного положения колес под
нагрузкой и от качества смазки. В зависимости от этих факторов он колеблется
в широких границах между /= 0,03-т-0,04 для колес с тщательно отделанными —
шлифованными, шевингованными, притертыми — зубьями при обильной (однако не
чрезмерно обильной) смазке и /~0,15 для колес с зубьями, не отделанными
одним из этих способов, при недостаточной смазке. Увеличение скорости влияет,
повидимому, в сторону уменьшения коэфициента f при прочих неизменных усло-
виях.
Расход мощности на трение в зацеплении червяка с червячным колесом можно
определить, исходя из выражения для теоретического к. п. д. червячной передачи,
учитывающего только указанную потерю:
Т| “ tg(? -Гр) ’
где [3 — угол подъема средней линии витка червяка; р— угол трения.
Nmp. чер,. пер — (' ч ) = 11 - tg7^Tp)] (83- 6а)
или
Nmp. черв, пер = sin (р р). cos (83- 6б)
Величина р = arctg/ зависит главным образом от степени чистоты рабочих
поверхностей червяка и колеса, следовательно, от технологии обработки их, и
может быть доведена до 2 — 2,5° соответственно значению /^0,04.
Мощность, теряемая на трение в опоре скольжения, определяется по формуле
Nnep =f-P-v кгм/сек, (83. 7)
где Р—давление на опору в кг; v — окружная скорость в опоре в м/сек.
Для случая жидкостного трения коэфициент трения можно вычислить по фор-
муле, предложенной П. И. Орловым:
/=1г^+0,55ф(4)1’*, (83.8)
которая основана на классической формуле создателя гидродинамической теории
смазки Николая Павловича Петрова (1836—1920 гг.), выведенной им еще в 1883 г.
В формуле (83. 8) и— динамический коэфициент вязкости смазочной жидкости
в кгсек/м- при ожидаемой температуре в опоре; «> — угловая скорость в опоре в сек -1;
714
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
р — -jd—среднее удельное (условное) давление в опоре в кг/м3; ф— относитель-
ный зазор (т. е. отношение среднего диаметрального зазора s в опоре к номи-
нальному диаметру rf); d и / — диаметр и длина опоры в м.
При всех значениях — < 1, чаще всего встречающихся в практике, второй
член в правой части формулы (83. 8) имеет вид 0,55ф = 0,55 , соответственно
55- 10— ; иначе говоря, в подобных случаях вводить поправочный множи-
/ d \ 1>5
тель ( — ) , учитывающий конечную длину опоры, нет надобности.
Температура в опорах шпинделей и других валов не должна превышать при
наиболее тяжелом режиме работы ~ 50°. Относительно величин s и ф в опорах
шпинделей см. стр. 396.
Определить потери в подшипнике скольжения при смешанном трении можно
лишь весьма приблизительно, так как величина коэфициента трения зависит в этом
случае не только от нагрузки опоры, ее размеров, угловой скорости и вязкости
масла, как при жидкостном трении, но также и от чистоты трущихся поверхно-
стей и материалов шейки и подшипника. Исследован я показывают, что в зави-
симости от изменения названных факюров коэфициент / смешанного трения может
принимать значения в пределах от 0,002 и лаже 0,001 при наиболее благоприят-
ных условиях работы до 0,2—0,3 при наиболее неблагоприятной обстановке По-
этому если нет возможн сти пр, извести опытное определение коэфициенга / или
непосредственно потерь на трение в опорах проектируемого узла, то эти потери
остается вычислить либо по значению / для сухого трения, т. е., как правило,
с большим запасом, либо по опытам на выполненной опоре, сходной по конструк-
ции и условиям работы с проектируемой, либо, наконец, по практическим значе-
ниям к. п. д. для подшипников. По причинам, понятным из сказанного выше,
стремиться к особой точности при определении этих потерь нет необходимости.
Для расчета мощности, потерянной на трение в подшипниках качения, можно
пользоваться формулой (83.7), принимая в ней / = 0,001-5-0,6015 для шариковых
и цилиндрических роликовых подшипников, / = 0,002 0,0025 — для радиальных
подшипников качения всех других типов; дня упорных шарикоподшипников /.^0,003.
В действительности коэфициент / для опор качения зависит от большого числа
факторов, а не только от типа подшипника; однако применение при расчете сма-
зочной системы станка существующих — нередко очень громоздких — формул, свя-
зывающих / с влияющими факторами, не оправдывается общей точностью этого
расчета.
При малом числе (четыре — шесть) опор качения в проектируемом узле поте-
рями мощности в них можно пренебрегать
Подсчитав далее количество /? ккал сек тепла, эквивалентное мощности
Nm„KZM/ceK, можно определить количество масла необходимое при циркуляцион-
ной смазке для того, чтобы отводить образующуюся теплоту трения и обеспечи-
вать состояние теплового равновесия на трущихся поверхностях; для этого должно
быть
R = f с (/2— //) ккал сек, (83.9)
где Q — искомое количество масла в л!мин-, 7 — удельный вес масла в кг]л\
с — его теплоемкость в ккал кг град; и /2 — температуры масла в °C, соот-
ветственно поступающего на смазываемую поверхность (/*) и уходящего с нее
«нагретым (/2).
Отсюда
Qvvn ,
—---77-гг л мин.
TC(tt -h) I
(1'3 10)
Указания по расчету смазочных систем
715
Считая в первом приближении, что все тепло, образующееся при трении, от-
водится циркулирующей в системе смазкой, можно принять в последней формуле
/\ = ^jNmp, f=t:0,88 zc-г/л, c 0,45 ккал:кг град (средние значения для мине-
ральных масел, применяемых в системах смазки станков). Обозначая далее для крат-
кости С — Zj = Д/—допускаемое повышение температуры циркулирующего масла,
получим:
Q = 427^^7 <83‘
где Nmp — в кг и/сек.
Если Nmp — в кеш, то
л! чин. (83.12)
А Г
Повышение температуры масла можно принимать здесь AZ < 50°.
Исходя из найденных таким способом значений /?, выбирают (или в более
редких случаях проектируют) масляный насос; его производительность должна
быть равна k Q, где коэфициент k = 1,4 л- 1,6 учитывает, с одной стороны,
разбрызгивание масла внутри коробки скоростей, редуктора и т. д., чрезмерно
быстрое протекание масла через смазочные канавки подшипников и т. п., а с дру-
гой—неточность расчета. Принимать для коэфициента k более высокие значения
нет надобности, так как при вычислении расхода Q масла не принята в расчет
отдача тепла от нагревающихся поверхностей путем теплопроводности и лучеиспу-
скания.
Для капельной смазки подшипников можно пользоваться приближенной фор-
мулой
Q = 3 10 7 л/мин, (83.13)
где Р — в кг', s — зазор в мк; - динамический коэфициент вязкости масла
в сантипуазах; / — длина опоры в мм.
Способы расчета насосов различных конструкций подробно излагаются в курсе
.Гидроприводы станков".
Для расчета фильтров можно пользоваться формулой
Л = —--— см2,
а (.Рт —Р1)
(83.14)
где F — площадь фильтрующего материала в см2; Q — количество проходящего
через фильтр масла в л мин', рА и р2 — давление масла соответственно перед
фильтром и после него в кг'см2; ц — динамический коэфициент вязкости масла
в сантипуазах; а — удельная пропускная способность фильтрующего материала ол/см2.
Для а можно принимать следующие значения (см. |7]):
Бязь..................................... 0,0'6
Решая сетчатая хлопчатобумажная ткань . . . < ,009
Мягкий густой войлок чистой выделки на 1 см
толщины................................ 0,015
Густая мегатлическая сетка................. 0,05
Пластинчатые фильтры с 6=0,05 4-0,08 мм 0,08
Диаметры трубопроводов определяются из формулы
-%v = Q, (83.15)
где d — внутренний диаметр трубы в м; и — скорость масла в м/сек; Q — коли-
чество протекающего через трубу масла в м^сек
Если выразить эти величины 1ак, как эю обычно принято в практике, т. е
d — в мм, Q— в л).»ин, v— ом сек. то формула (83. 15) примет вид
(83. 15а)
4 60 ’ ' '
716
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
откуда
d= 1/ 2^2 . _2_ ~4 6 i/J2. (83.16)
V Зя v ’ V v '
Для скорости v желательно принимать значения не свыше 1 м/сек, однако
при необходимости можно допускать v до 4 м/сек.
По найденным значениям внутреннего диаметра d находят ближайшие стандартные
размеры маслопроводных труб смазочной системы. Потери давления масла от со-
противлений трения и местных сопротивлений в маслопроводе проверяются по
формулам гидравлики и, если в результате расчета в этом окажется надобность,
увеличивают диаметры соответствующих участков маслопровода.
Размеры резервуаров для масла выбираются с таким расчетом, чтобы емкость
резервуара была численно равна по меньшей мере (5 -ч- 6)- Q л, где Q — расход
смазочного масла в л/мин. Нередко в станине оказывается достаточно свободного
места для помещения резервуара и значительно больших размеров; итти особенно
далеко в этом отношении не рекомендуется по соображениям экономии масла.
В отдельных случаях размеры резервуара-отстойника могут быть приближенно
определены расчетом (см. ниже, стр. 736—739).
Принципиально иной способ расчета смазочной системы проектируемого станка
основан на нормах расхода смазки в станках различных типов. Нормы этого
рода, опубликованные в различных источниках, нередко сильно колеблются даже
для станков одинаковых или близких типо-размеров, тем более колеблются они —
от немногих десятков до многих сотен граммов масла за 8-часовую смену — для
станков, различных по назначению, типу и размерам. При пользовании такого рода
нормами в интересах надежности расчета смазочной системы следует поэтому
исходить из цифр, близких к большим из рекомендуемых значений, имея
в виду возможность регулирования подачи перепуском избыточного масла
обратно в резервуар-отстойник.
§ 84. УСТРОЙСТВА ДЛЯ СМАЗКИ И ОХЛАЖДЕНИЯ
РЕЖУЩИХ ИНСТРУМЕНТОВ
А. Смазочно-охлаждающие жидкости при обработке резанием;
их основные свойства
Металлорежущие станки в большинстве случаев снабжаются устройствами для
подачи к режущим инструментам смазочно-охлаждающей жидкости или — в зна-
чительно более редких случаях — сжатого воздуха.
Надобность в таком устройстве может отпасть при проектировании специаль-
ных, одноцелевых станков для обработки деталей из металла, дающего сыпучую
стружку (серый чугун, некоторые сорта бронзы и латуни), из некоторых сплавов
алюминия, а также магния и магниевых сплавов, которые можно или должно
обрабатывать всухую. В остальных случаях устройство для подачи смазочно-охла-
ждающей жидкости необходимо и должно быть разработано при проектировании
станка.
Целесообразная конструкция устройств этого рода имеет важное значение для
зксплуатационных качеств станка; поэтому при проектировании ее необходимо
достаточно точно знать, какие жидкости и в каком количестве будут циркулиро-
вать в смазочно-охлаждающей системе станка и какие требования к системе предъ-
являются. Так, например, если намечено применение на автомате эмульсии вместо
масла, то необходимо сконструировать станок таким образом, чтобы эмульсия не
попадала в подшипники шпинделей, в опоры шпиндельного блока и т. д.
Смазочно-охлаждающие жидкости производят, вообще говоря, троякое дей-
ствие.
1. Трущиеся поверхности режущего инструмента и срезаемого металла ("стружки
и открываемой ею поверхности) покрываются довольно прочной граничной сма-
Устройства для охлаждения инструментов
717
также режущее
' змильсиец^-—Ветхим —- *-<
----------------I
Фиг. 738.
зочной пленкой, не выжимаемой полностью даже высоким давлением резания
Благодаря этому понижается сопротивление трения при резании, следовательно,
уменьшаются также потери мощности на трение и нагревание инструмента, кото-
рое могло бы привести к его отпуску (так называемое внешнее смазочное
действие жидкости). Устраняется опасность вибраций инструмента, весьма воз-
можных при сухом трении (см., например, фиг. 738 — вибраций одного и того
же строгального резца при выполнении одной и той же работы всухую и с охла-
ждением эмульсией).
2. Жидкость проникает в микрощели, образующиеся при отделении стружки
как в самой стружке, так и в наружных слоях деформируемого металла, непо-
средственно под ней. Это облегчает пластическую деформацию металла, способ-
ствует уменьшению усилия резания и повышению чистоты обработанной поверх-
ности (внутреннее смазочное действие, или
действие жидкости). При выполнении чистовых и отде-
лочных операций это действие смазочно-охлаждающей
жидкости имеет наиболее важное значение.
3. При достаточно низкой температуре жидкости, до-
статочно обильной подаче ее и т. д. (см. ниже) она охла-
ждает омываемый ею инструмент, отводя большую часть
тепла, возникающего при резании за счет работы трения
и работы деформирования металла, путем теплопередачи
и за счет испарения жидкости (охлаждающее действие). Это ее действие
используется при шлифовании тонких изделий, которые обильно поливают жидко-
стью, чтобы предупредить коробление их. Косвенный охлаждающий эффект ее
определяется интенсивностью внешнего смазочного действия, уменьшающего тре-
пне при резании.
В ряде случаев смазочно-охлаждающая жидкость (или иногда сжатый воздух)
выполняет также еще одну функцию—удаление (смывание) снимаемой стружки.
Оставаясь, стружка могла бы портить поверхность обрабатываемого изделия (как,
например, шлифовальная стружка и частицы абразива или притира при шлифова-
нии, доводке, притирке и т. п.). Не удаленная своевременно стружка часто
затрудняет работу, например при сверлении глубоких отверстий, или вызывает
коррозию направляющих и других поверхностей станка: замечено, что стружка,
'.'.моченная эмульсией, оставаясь па поверхности чугунной части станка, способ-
:твует быстрой коррозии ее в результате электрохимического действия. Последнее
в особенности относится к латунной и медной стружке, которая разъедает чугун
в несколько раз быстрее, чем стальная. Поэтому быстрое удаление стружки с на-
правляющих при работе с эмульсиями имеет важное значение.
Из сказанного следует, что при правильном выборе смазочно-охлаждающей
жидкости (пх называют также смазочно-режущими и охлаждающими жидкостями),
достаточна обильном подводе ее к месту резания металла и правильном напра-
влении ее струи можно при неизменной скорости резания и одинаковых прочих
условиях достигнуть повышения стойкости инструмента, либо при неизменной
стойкости его значительно повысить скорость резания; следовательно, смазка и
охлаждение режущего инструмента приводят к увеличению при одинаковых про-
чих условиях произведения v Tm А, где v — скорость резания, Т—стойкость
инструмента. Опыты, проведенные Оргаметаллом и Органефтыо, показали увели-
чение стойкости Т при неизменном значении v в отдельных случаях обработки
в 5—8 раз, увеличение v при неизменном Т — на 60—120°/о (при фрезеровании,
протягивании).
Производительность станка увеличивается также за счет того, что благодаря
большей стойкости инструмента замена его требуется реже, следовательно, умень-
шаются простои станка, связанные с этой операцией. Это особенно важно для
многоинструментных станков.
Другое следствие применения смазочно-охлаждающей жидкости — уменьшение
расхода мощности на обработку за счет понижения потерь на трение и
718 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
более легкого отделения стружки, обусловленного „режущим действием"
жидкости.
Наконец, благодаря тому, что жидкость, проникая в микрощели в наружном
слое металла, облегчает образование пластически текущего сл >я, особенно при
высоких скоростях резания, поверхность металла, обработанного с применением
смазочно-охлаждающей жидкости, получается более чистой, чем металла, обрабо-
танного всухую или при недостаточной поливке инструмента. Следует заметить,
что в последнем случае вполне возможно образование во внутренних слоях изде-
лия, с которого снят резанием всухую наружный слой металла, растягивающих
или сжимающих напряжений порядка 25—35 кг!смг (в стали). Это вредное явле-
ние, обусловленное, повидимому, местным нагревом при резании, может быть зна-
чительно ослаблено применением охлаждения.
В каждом отдельном случае выбор наиболее целесообразной смазочно-охла-
ждающей жидкости зависит главным образом от рода обрабатываемою материала
и характера операции (точение, фрезерование, шлифование, глубокое сверление,
развертывание и т. д., черновая, получистовая, чистовая, отделочная обработка).
Вопросы выбора смазочно-охлаждающей жидкости для различных слу <аев
обработки и предъявляемые к этим жидкостям требования изучаются в разделе
„Эксплоатация станков1* курса „Металлорежущие станки" и поэтому здесь не рас-
сматриваются.
Чаще всего в качестве смазочно-охлаждающих жидкостей при обработке метат-
лов резанием используются водные растворы электролитов (кальцинированной соды
и других щелочных соединений), мыл и некоторых других поверхностно активных
веществ, эмульсии минеральных масел в воде, различные минеральные масла. Много
реже применяют растительные и животные масла, скипидар, керосин и керосино-
вые эмульсии (например, при обработке алюминиевых сплавов, сверлении глубоких
отверстий).
Сжатый воздух применяется иногда в тех случаях, когда при обработке тре-
буется только охлаждение, а вместе с тем необходимо сдувание или выдувание
стружки тотчас же после отделения ее, как, например, при сверлении длинных
каналов в чугунных деталях. Если одновременно нужна и смазка инструмента, то
к сжатому воздуху можно добавить с помощью специального распылителя эмуль-
сию. Недостатки применения сжатого воздуха или воздушно-эмульсионной смеси
для указанной цели — сильный шум, перекрывающий шум от работы станков,
разбрасывание стружки, которая, разлетаясь во все стороны, может вызвать увечье
рабочего и попасть в механизмы станка, в электродвигатель и т. д., если не преду-
смотреть специальных уловителей стружки, наконец, насыщение окружающего воз-
духа парами распыливаемой эмульсии. С другой стороны, использование сжатого
воздуха для указанной цели позволяет экономить сравнительно дорогие смазоч-
но-охлаждающие жидкости.
Некоторые смазочно-охлаждающие жидкости, например эмульсии, сульфофре-
зол и др., стандартизованы ГОСТ, и физико-химические их свойства, необходимые
для проектирования системы охлаждения и расчета мощности двигателя насоса
(см. стр. 735), известны с большой точностью.
Б. Требования к системам подачи смазочно-охлаждающей жидкости.
Основные части системы охлаждения Типы систем охлаждения
Для того чтобы смазочно-охлаждающая жидкость выполняла во время работы
станка те функции, для которых она предназначена, система подачи смазочно-охла-
ждающей жидкости (в дальнейшем для краткости—система охлаждения) должна
удовлетворять следующим основным требованиям;
а) Производительность системы должна быть настолько велика, чтобы посту-
пающая к местам резания жидкость имела достаточно низкую температуру и бла-
годаря этому обеспечивала поддержание постоянной и достаточно низкой темпера-
туры инструментов в течение всего времени их работы.
Устройства для охлаждения инструментов
719
б) Жидкость должна поступать к местам резания непрерывным равномерным
потоком под давлением, достаточным для того, чтобы она проникала к месту реза-
ния, омывала, не выдавливаясь, р жущие кромки инструмента, а также смывала
или вымывала стружку. Необходимое для -лого давление жидкости может быть
при отдельных операциях довольно высоким, например, при глубоком сверлении
оно достигает 60 ainu и более.
в) Устройство системы охлаждения должно допускать регулирование количества
жидкости, подаваемой в единицу времени, регулировшие скорости струи и давле-
ния жидкости, выходящей из наконечника или распределителя.
г) Должна быть предусмотрена возможность гакого направления потока сма-
зочно-охлаждающей жидкости, которое обеспечило бы наилучший эффект ее.
д) Подача жидкости должна начинаться одновременно с началом процесса ре-
зания, чтобы инструменты пе успели нагреться до температуры отпуска (это осо-
бенно возможно при черновой обработке), и прекращаться вскоре после окон-
чания резания во избежание бесполезною расходования энергии. Это достигается
проще всего блокировкой электродвигателей главного привода и насоса охла-
ждения.
е) Должно быть предупреждено разбрызгивание жидкости в стороны, прежде
всего — для охраны здоровья рабочих, обслуживающих этот и соседние станки,
далее — для защиты подшипников и трущихся поверхностей других деталей станка
от таких жидкостей, которые могли бы вызвать коррозию, а также для того,
чтобы устранить бесполезную циркуляцию жидкое!и в системе и потери ее.
ж) Циркулирующая жидкость должна быть чистой и свободной от стружки
и других примесей, понижающих охлаждающий i смазочный эффект ее, а иногда
создающих угрозу для здоровья рабочего, поскольку загрязнение жидкости сопро-
вождается появлением в ней болезнетворных микробов. Особенно важна чистота
смазочно-охлаждающей жидкое!и при шлифовании, притирке и других отде-
лочных и доводочных работах: если при выполнении подобных операций
пользоваться жидкостью, содержащей мелкие частицы Meia.uia и шлифующего круга
(абразива и связки), то на обработанной поверхности останутся царапины.
Если по характеру работ, выполняемых станком, необходимо, чтобы были вы-
полнены все эти требования, то система охлаждения должна состоять из следующих
частей:
I) насоса для подачи жидкости под давлением и поддержания циркуляции ее
в системе;
2) резервуара и отстойников;
3) трубопровода и крапа для регулирования подачи, скорости выходящей струи
и давлен 1я;
4) наконечника или распределителя для подвода жидкости к соответствующим
местам;
5) фильтров, устройства для очистки жидкости или того и другого;
6) устройства для поддержания постоянной температуры циркулирующей
жидкое и;
7) стоков или труб для отвода жидкости в отстойник или резервуар;
8) устройств для защиты рабочего, а также ответственных механизмов станка
от брызг смазочно-охлаждающей жидкости.
Если назначение станка и выполняемые на нем работы таковы, что от некото-
рых требований, например от требования непрерывного фильтрования циркулирую-
щей жидкости, можно отказаться, то отпадаю! соответствующие части системы
охлаждения
В современном станкостроении применяются системы охлаждения: а) централь-
ная, или централизованная, б) групповая и в) индивидуальная.
В системах первого типа смазочно-охлаждающая жидкость разводится по от-
дельным станкам цеха из общего резервуара и через общий фильтр по ответвле-
ниям трубопровода, в который жидкость поступает либо самотеком из резервуара,
установленного выше станков и питаемого насосом, либо нагнетается насосом.
720
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
из резервуара, установленного на полу или лишь на небольшой высоте (ниже при-
мерно 800 —1000 мм) над станками. Стекающая жидкость по стокам и отводным
трубам уходит в общий отстойник и оттуда через фильтр в общий резервуар.
Станки включены в сеть питания жидкостью параллельно, и регулирование охла-
ждения может производиться на каждом из станков независимо от остальных,
точно так же как включение и выключение жидкости. Эта система уместна лишь
в тех случаях, когда для всех ставков нужна одна и та же смазочно-охлаждаю-
щая жидкость; она применяется поэтому главным образом для питания однотип-
ных станков, большей частью — автоматов и полуавтоматов. Экономичность ее
обусловлена возможностью применения ряда общих элементов — резервуара, насоса
с электродвигателем (и одного запасного агрегата), фильтра, очистительного
устройства и сепаратора, холодильника
и пр.
При центральной системе питания стан-
ков смазочно-охлаждающей жидкостью
конструкция соответствующего устройства
в каждом из станков получается наиболее
простой. Однако при этом возникают не-
удобства, до известной степени аналогич-
ные тем, которые присущи приводу стан-
ков от общего электродвигателя через
трансмиссию и контрприводы.
Групповая система охлаждения отли-
чается от центральной тем, что общие
агрегаты обслуживают лишь небольшое
количество однотипных станков. При этом
ФИГ уду каждая из групповых систем может быть
либо вполне независимой от других, имея
все части, необходимые для бесперебойного функционирования установки, либо
связана с другими групповыми системами охлаждения некоторыми общими агрега-
тами— очистительным устройством и сепаратором, холодильным или термостатным
устройством, центральным распределительным резервуаром, из которого питаются
резервуары каждой отдельной групповой системы, и т. д. Запасные агрегаты, на-
пример насосы, достаточно иметь по одному на две-три группы.
Групповая система охлаждения занимает положение, промежуточное между
центральной и индивидуальной; отсюда достоинства и недостатки ее сравнительно
с обеими этими системами.
По причинам, аналогичным тем, которые привели к вытеснению централизован-
ного и группового привода индивидуальным электроприводом, в современных стан-
ках господствующее положение занимает индивидуальная система охлаждения. Она
может быть выполнена в виде отдельного перевозного агрегата — поста охлаждения,
который устанавливается вблизи станка и соединяется с ним трубами. Устройство
такого поста поясняется фиг. 739, на которой 9 — простой сетчатый фильтр
для возвращающейся жидкости, 2 —- отстойник, 3 — резервуар, 4 — фильтр, 5 — на-
сос охлаждения, 6—электродвигатель насоса, 7 — труба, через которую нагне-
тается жидкость, 8—маховичок для регулирования подачи ее.
Предпосылкой для применения подобных постов охлаждения является прежде
всего централизованное производство их в достаточном количестве типо-размеров,
следовательно, возможность приобретения со стороны Некоторое преимущество
таких агрегатов — возможность использования их в то время, когда станок ремон-
тируется или длительно простаивает по другим причинам. Однако это преимуще-
ство не столь значительно для того, чтобы отказываться от системы охлаждения,
встроенной в станок, конструктивно сообразованной с ним и делающей этот ста-
нок вполне независимой машиной. Кроме того, стоимость отдельного поста охла-
ждения может быть не больше стоимости встроенной системы охлаждения только
при массовом производстве таких постов. Целесообразнее поэтому предусматривать
Устройства о.та охлаждения инет рументов
721
в проектируемом станке индивидуальную систему охлаждения, конструктивно тесно
связанную с ним. Примеры устройства таких систем показаны на фиг. 740 — 742.
На фиг. 740 изображена система охлаждения токарно-винторезных станков
модели 1Д62М. Шестеренный насос 3, приводимый ремнем 4, засасывает смазоч-
но-охлаждающую жидкость из резервуара 1 (левая часть его служит отстойником)
через трубу 2 и по трубопроводу 5 подает ее к соплу (наконечнику) 9. Шарнир-
ные сочленения 7 позволяют поворачивать сопло 9 cooiветственпо желаемому на-
правлению струи, для регулирования которой служит кран 8. Через перепускной
клапан 6 жидкость стекает в корыто станка, если насос работает при закрытом
кране 8 или если засорился трубопровод.
Фиг. 740.
Отработавшая жидкость стекает, унося с собой стружку в корыто, а из него
в резервуар 1 через сетку, закрывающую последний сверху. Близ дна резервуара
расположена спускная пробка.
Последний вертикальный отрезок трубопровода 5 скреплен с кареткой супорта
и движется вместе с ним, как это и требуется; поэтому часть подводящего трубо-
провода образована гибким рукавом (шлангом).
Описанная система охлаждения является очень типичной в том отношении, что
состоит из минимального количества частей, необходимого для системы питания станка
смазочно-охлаждающей жидкостью. Поэтому системы охлаждения, сходные с опи-
санной, находят применение в самых разнообразных по назначению станках, отли-
чаясь о г нее лишь типом и производительностью насоса, формой распределителя
жидкости и расположением отдельных частей, а также некоторыми второстепен-
ными деталями.
Изображенная на фиг. 741 система охлаждения одного из фрезерных станков
отечественной конструкции сходна по своему устройству с описанной выше; как
видно из фигуры, эмульсия подается здесь к инструментам из одного сопла.
Не требует особых пояснений устройство системы охлаждения зубоогделочного
(шевинговочного) станка модели 571G, изображенной на фиг. 742. Здесь 2— элек-
тронасос, 3 — клапан для регулирования подачи, 4 - резервуар для масла, 1 — труба
иля стока отработанного масла в резервуар.
Как видно из предыдущего, системы охлаждения станков могут быть сведены
к принципиальным схемам по фиг. 743, а и б, на которых обозначено: 1—забор-
ная коробка с сеткой, 2 — всасывающая труба, 3 — насос, 4 — подающий (нагне-
тательный) трубопровод, 5 — перепускной клапан, 6 -- труба для стока жидкости
обратно в резервуар при чрезмерном повышении сопротивления на выходе, 7 — шар-
46 Дчеркаи 13.-6
Т22 Смазочные устройства и устройства для осаждения инструмента
nt, hb
по "в
Фиг. 741.
Устройства для охлаждения инструментов
723
।
724 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
нирные сочленения, позволяющие направить струю жидкости так, как это нужно,
8 — кран для регулирования потока жидкости, 9—выходное сопло (наконечник)
или распределитель. Соответственно этим простым схемам и может быть спроек-
тирована в большинстве случаев система питания станка смазочно-охлаждающей
жидкостью. В некоторых же случаях к подобной схеме должны быть добавлены
дополнительные части или агрегаты, как подробнее указано ниже.
В. Элементы систем охлаждения
Основные элементы систем охлаждения были перечислены на стр. 719 — 720.
1. Насосы. Для подачи смазочно-охлаждающих жидкостей в станках находят
применение главным образом центробежные и шестеренные насосы с внешним и
внутренним зацеплением. Поршневые насосы в системах охлаждения станков
новых моделей используются редко (в некоторых, например, станках для глубо-
кого сверления, где требуется иногда очень высокое давление жидкости), так как
они технологически сложнее насосов других типов и чувствительнее их к засо-
рению. Винтовые насосы встречаются пока лишь в единичных моделях станков.
При выборе типа насоса нужно учитывать, с одной стороны, требования в от-
ношении производительности насоса и давления жидкости на выходе, с другой —
специфические особенности насосов каждого типа.
Если количество стружки, снимаемой в единицу времени, невелико и в быстром
смывании ее нет особой нужды, то жидкость должна подаваться к месту резания
спокойной струей под давлением примерно 0,3—0,6 ати и во всяком случае не
выше 1 ати во избежание разбрызгивания. Необходимую производительность на-
соса легко определить, исходя из мощности, расходуемой на резание (см. стр. 735).
В тех случаях, когда количество стружки, снимаемой в единицу времени, ве-
лико, как во многих современных высокопроизводительных станках-автоматах и
полуавтоматах, необходимо быстрое смывание большого количества стружки. Это
достигается либо высоким давлением струи смазочно-охлаждающей жидкости, либо
подачей большого количества ее к местам отделения стружки. Недостаток пер-
вого способа — разбрызгивание жидкости в стороны, следовательно, неудобства
при обслуживании станка, загрязнение его, неиспользование части жидкости, не
поп дающей на инструмент или отделяемую стружку. Щитки, занавески из масло-
устойчивой резины и тому подобные детали затрудняют наблюдение за работой;
поэтому обычно предпочитают пользоваться вторым способом, т. е. снабжать си-
стему охлаждения насосом, производительность которого больше — иногда в 5—
8 раз той, которая вычисляется по мощности главного привода (см. стр. 736).
При выполнении таких работ, как глубокое сверление труб или валов,
бывает необходимо для охлаждения инструмента и вымывания стружки подавать
смазочно-охлаждающую жидкость в большом количестве и под давлением от 30
до 50 а'ии, а в отдельных случаях — и еще более высоким.
Соответственно тем или иным требованиям и выбираются тип и размеры на-
соса охлаждения.
Для подачи жидкостей низкой вязкости — эмульсий, водных растворов электро-
литов, керосина и пр,, если притом давление струи не должно превышать макси-
мум 0,6 аши, пригодны центробежные насосы, соединенные с электродвигателем
в одном агрегате, как изображено на фиг. 744 (электронасосы серии П для
охлаждающей жидкости). Производительность насосов этого типа связана с дав-
лением зависимостью, изображенной для насоса Р-180 по ГОСТ 2640-44 на фиг. 745
(результаты исследования, проведенною ЭНИМС в 1945 г.); с увеличением
давления подачи производительность насоса быстро падает.
Производительность нормальных центробежных насосов, применяемых в систе-
мах охлаждения станков, доходит до 200 л)мин-, чаще всего используются насосы
производительностью от 20 до 90 л>мин. ГОСТ 2640-44 стандартизованы четыре
типо-размера центробежных вертикальных насосов производительностью Q — 22,
45, 90 и 180 л[мин при псикхр — 3000 об,мин электродвигателя; эти значения Q
Уетройгта /Ъя охла.Ж1~)енич инструментов
725
относятся к подъему воды температурой 15—25° на высоту 2 м при трубопро-
воде из газовых труб номинальным размером соответственно 1/3, 3/4, 1 и Р/4"
с горизонтальным участком длиной 1 л и с четырьмя угольниками. Основные раз-
меры этих насосов указаны в ГОСТ.
Шестеренные насосы широко используются в системах
охлаждения главным образом для подачи масел при
давлении на выходе до 5 ати (шестеренные насосы
низкого давления). Насосы этого типа могут развивать
давления до 70 ати, следовательно, ими можно ноль-
Фиг. 744.
зоваться и в тех случаях, когда смазочно-охлаждающая жидкость должна поступать
к месту потребления под большим напором. Наиболее употребительны в системах
охлаждения шестеренные насосы производительностью до 250 л/мин. Эмульсион-
ные шестеренные насосы нормальной конструкции типа ЭШ, предназначенные для
Фиг. 745.
/ 2 1
'Риг. 746.
вымывания стружки при обра-
ботке глубоких отверстий, нагне-
тают ее под давлением 10 —
-15 кг.'см2. Они изготовляются
двух типоразмеров — производи-
тельностью 250 и 5U0 л мин.
В станках для глубокого свер-
ления каждый шпиндель обслу-
живается обычно отдельным ше-
стеренным насосом нормального
исполнения, реже поршневым
насосом. На фиг. 746 изображено
устройство сдвоенного шестерен-
ного насоса, предназначенного для
обслуживания двух шпинделей,
разработанного и внедренною
в производство на одном из наших заводов инж. В. А. Масловым. Насосы раз-
делены стенкой 2. Чугунные втулки /, вклеенные в корпусы насоса карбинольным
клеем, делают излишней замену корпусов вследствие износа.
Хорошими эксплуатационными качествами отличаются шестеренные насосы с вну-
тренним зацеплением (роторные насосы), довольно широко применяемые в систе-
мах охлаждения различных станков. Насосы этого типа применяются преимуще-
ственно при давлениях на выходе до 6 — 8 ати.
При выборе насоса охлаждения часто имеют очень важное значение преиму-
щества электронасосов перед насосами, приводимыми посредством ремня или дру-
726
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Фиг. 747.
2. Резервуары и отстойники.
гой передачи (цепной, эксцентриковой) от одного из валов станка. К числу этих
преимуществ относятся возможность наиболее удобного расположения электрона-
соса, большая свобода компоновки станка, возможность электрической блокировки
с главным двигателем, удобство и быстрота замены вышедшего из строя насоса,
возможность расположения органов управления насосом в любом месте, например,
на общей панели с другими органами управления станком. При ременном приводе,
в частности, бывает иногда нелегко защитить ремень от брызг масла. Поэтому
при прочих одинаковых условиях предпочтение должно быть отдано электро-
насосу. В отдельных станках гидрофицированных моделей нашли применение насосы
охлаждения с гидравличе-
ским приводом.
Насос для системы охла-
ждения получается, как пра-
вило, со стороны как гото-
вый агрегат.
В тех случаях, когда вы-
ход из строя насоса охла-
ждения во время работы
станка угрожает серьезным
ущербом — браком крупно-
го изделия, повреждением
сложного и дорогого инстру-
мента и т. п., станок дол-
жен быть снабжен двумя
насосными установками оди-
наковой производительно-
сти, одна из которых слу-
жит резервной.
для смазочно-охлаждающей
жидкости должен иметь достаточно большую емкость, определяемую расчетом
(см. стр. 736), быть доступен и удобен для периодического осмотра и очистки и
способствовать, поскольку это зависит от устройства самого резервуара, чистоте
жидкости, поступающей к местам ее потребления. В качестве резервуара может
быть использована какая-нибудь достаточно большая полость (или полости) в ста-
нине или в основной плите, иногда в стойке станка, либо он может быть изго-
товлен отдельно из листового металла или в виде отливки и укреплен внутри ста-
нины, либо, наконец, резервуар может быть установлен вблизи станка отдельно
от него. Последний вариант применяется в особенности в тех случаях, когда объем
резервуара должен быть велик или когда смазочно-охлаждающая система станка
проектируется как комплектный агрегат для возможности узловой сборки.
Грязь, стружка, металлическая пыль и абразив, унесенные циркулирующей
жидкостью, должны отделяться от нее до повторного поступления ее в насос.
Это достигается, как упоминалось, при помощи фильтров, а чаще отстойников,
которые обычно объединяются с резервуаром—сборником жидкости. Принцип
работы отстойника заключается в том, что стекающая в него загрязненная жидкость
остается в резервуаре-отстойнике достаточно долго для того, чтобы примеси
успели выпасть в осадок. Осаждению примесей способствуют малая скорость про-
текания жидкости через резервуар, а также резкие изменения направления потока
от входа к выходу, для чего внутри резервуара делают стенки-перегородки, как
это видно на фиг. 740 и схематически показано на фиг. 747, а — г. Устройство
по фиг. 747, а неудачно, так как поток жидкости свободно уносит по крайней
мере часть осадка из первого отсека резервуара, в который стекает загрязненная
жидкость, в третий отсек. При устройстве по схеме фиг. 74 7,. <7 после заполне-
ния первого отсека резервуара вновь поступающая в него жидкость, более нагре-
тая, сразу переливается во второй отсек, не успев освободиться от взвешенных
в ней мелких примесей; в третий отсек, откуда жидкость засасывается насосом,
727
Устройства для охлаждения инструментов
она переходит из среднего отсека под перегородкой, унося с собой часть загряз-
нений. Жидкость, заполняющая первый отсек, участвует в циркуляции очень мало.
От этих недостатков свободны резервуары, устроенные по схемам фиг. 747, в
(см. указанное стрелками направление потока), г (две перегородки различной вы-
соты) и д.
Желательно, чтобы крупная стружка и куски металла задерживались до посту-
пления смазочно-охлаждающей жидкости в резервуар во избежание необходимости
в чрезмерно частой очистке его. Это достигается посредством крышки с отвер-
стиями, закрывающей резервуар сверху, или сита, установленного на пути стека-
ния жидкости между корытом станка и резервуаром, или сита, закрывающего
выходное отверстие сточной трубы. Последний вариант наименее удобен в эксплуа-
в)
5)
Фиг. 748.
й)
зависимости от того,
время работы или нет,
конструкция трубопровода для сма-
изменяют ли
и если изме-
тационном отношении, так как тре-
бует довольно частой чистки трубы.
Для спуска грязи (ила) из резер-
вуара и периодической промывки его
близ дна резервуара или в самом дне
должны быть сделаны спускные от-
верстия или люки, закрываемые резь-
бовыми пробками.
Сток жидкости в резервуар дол-
жен быть сконструирован так, что-
бы жидкость не разбрызгивалась.
В этом отношении из трех вари-
антов по фиг. 748 наилучший —
первый (я), хуже всех — третий (а).
3. Трубопроводы и арматура. В
инструменты свое положение на станке во
няют, то насколько значительно, выбирается
аочно-охлаждающей жидкости. При неизменном положении инструментов трубо-
провод можно собрать из жестких отрезков труб. Если инструмент перемещается,
то в трубопровод должен быть включен гибкий рукав или телескопический уча-
сток. Гибкий рукав применим как при больших, так и при малых перемещениях
инструмента, телескопические трубы удобнее при небольших перемещениях. В боль-
шинстве случаев отдают предпочтение гибкому рукаву, так как надежное уплот-
нение телескопических труб представляет трудности.
Трубопровод охлаждения должен быть расположен на станке таким образом,
чтобы не мешать выполнению работы и наблюдению за ней; поэтому следует рас-
полагать по крайней мере большую часть его вне зоны обслуживания, например,
на задней стороне станка.
При любом устройстве трубопроводы для смазочно-охлаждающих жидкостей
собираются главным образом из газовых труб и соединительных частей к ним,
поворотных и неповоротных (см. ниже). Диаметр труб должен быть назначен со-
образно с производительностью насоса, чтобы скорость потока жидкости была
умеренной. Если производительность насоса больше той, какая нормально соот-
ветствует сечению труб, рабочий вынужден прикрывать кран, и насос работает
в большей или меньшей степени на перепуск.
Наибольшим распространением в системах охлаждения станков пользуются га-
зовые трубы номинальных размеров cl — ’/4, ;,/s, 1/2, 3'4". Для таких именно раз-
меров нормализованы ЭНИМС для централизованного производства поворотные
соединения. Для сборки трубопроводов охлаждения необходимы, кроме того, стан-
дартные соединительные части (фитинги) — угольники, муфты прямые и переход-
ные, тройники, нипели и пр., изготовляемые, как правило, из ковкого чугуна
(ОСТ 752—776) и получаемые станкозаводом со стороны.
Для регулирования потока смазочно-охлаждающей жидкости, пуска и останова
ее в трубопровод охлаждения нужно включить по меньшей мере один кран перед
самым распределителем или наконечником либо несколько дальше от него.
728 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Нередко для более удобного регулирования сгруи в трубопроводе ставят два крана.
В трубопровод охлаждения должен быть включен, кроме того, предохрани-
тельный (разгрузочный, обратный) клапан для перепуска избыточного количества
жидкости обратно в резервуар (см., например, фиг. 749).
Для соединения металлического гибкого рукава с газовой грубой служат ни-
пели, устройство которых изооражено
Фиг. 719.
нафиг. /оО (нормаль станкостроения А16-1).
Одним концом нипель навертывается
на газовую трубу (трубная резьба
. ’ 3"\
а = -j- -т- — 1, к другому концу при-
паивается металлический рукав.
4. Наконечники, распре-
делители и прочая арма-
тура для подвода смазочно-
охлаждающей ж и д к о с т и к
месту резания. Для того чтобы
затрата энергии на привод насоса охла-
ждения не была без надобности боль-
шой, поток эмульсии, мыльной воды,
масла и т. д. должен иметь в каждом
случае обработки определенное напра-
вление. При неудачном направлении
потока смазочно-охлаждающей жидко-
сти действие ее может быть ослаблено
настолько, что инструмент будет пере-
греваться и часто выходить из строя,
а обработанная поверхность будет недостаточно чистой; результатом этого может
явиться брак. Поэтому конструкции наконечника или распределителя, через которые
жидкость подается к месту резания, должно быть уделено достаточное внимание.
Она зависит главным образом от требуемой формы потока жидкости, ее давления
на выходе и от того, должен ли наконечник оставаться неподвижным или переме-
щаться вместе с какой-либо частью станка.
Фиг. 750.
Уголыитк
Фиг. 751.
В нормали станкостроения А01-11, разработанной ЭНИМС, указан ряд форм
наконечников для различных станков и случаев обработки. Для подачи жидкости
сверху вниз на один инструмент (токарные, револьверные и другие станки) доста-
точен простейший наконечник, образованный стандартным угольником. Наконечник
в форме отрезка трубы со скошенным концом (фиг. 751) удобен в тех случаях,
когда наконечник должен быть подведен как можно ближе к шлифовальному
кругу, фрезе, протяжке и т. д.
Наконечники простейшей формы по фиг. 752, изготовляемые из куска газовой
трубы, один конец которой расплющивают и иногда закругляют или скашивают,
а другой — нарезают лля присоединения к трубопроводу, подают широкую струю
смазочно-охлаждающей жидкости; поэтому они применяются при работе инстру-
Устройства для охлаждения инструментов
729
ментом шириной примерно до 60 мм (наконечник из газовой трубы 3/4"); тол‘
шина струи составляет при этом 10 — 15 :ля.
На фиг. 753 изображен наконечник с гибким металлическим рукавом (нормаль
станкостроения А15-1); рекомендуется его наружную поверхность хромировать,
цинковать или кадмировать.
Многие станкозаводы чрим.няюг наконечники собс;венной конструкции, разра-
ботанной на основе опыта. Для примера на фиг 75 1 показан наконечник охла-
ждающего трубопровода некоторых моделей сiанкон I'орьковского завода фрезер-
ных станков; как самый наконечник' (сопло) /, так и поворотов соединение 2
Фиг. 752.
отличаются здесь от нормальных деталей, разработанных ЭНИМС (см. приведен-
ные выше фигуры). В наконечнике по фиг. 755 устроена внутренняя стенка а,
заставляющая поток жидкости резко изменять свое направление перед выходом из
наконечника, что способствует отделению из жидкости воздуха (выходит из па-
трубка б) и тем самым более спокойному, без вспенивания, вытеканию ее.
В ряде случаев смазочно-охлаждающая жидкость должна поступать на несколько
инструментов, установленных на одной оправке, в одной резцедержке и т. и.,
Фиг. 754.
и и на один инструмент, ширина которого изменяется в соответствии с выполняе-
мой работой, или на инструмент, режущая кромка которого имеет фасонное очер-
тание. В подобных случаях станок должен быть снабжен наконечником, позволяю-
щим получить струю жидкости требуемой формы. На фиг. 756 изображен много-
струйный наконечник (ио нормали ЭНИМС Л01-1) для подачи смазочно-
охлаждающей жидкости на инструменты операционных многорезцовых токарных,
мгогошпиндельных сверлильных и других станков. Как видно из фигуры, отно-
сительное расположение отдельных струй жидкости остается здесь неизменным.
На фиг. 757 изображен распределитель для зубострогалыюго станка. Он
состоит из неподвижной внутренней трубы 1, поворотной наружной трубы 2 и
втулок 3 и 4, которые можно передвигать вдоль трубы 2. Масло нагнетается
насосом в трубу 1 через имеющуюся в ней прорезь Ь, попадает в трубу 2 и через
прорезь а попадает на зуборезную гребенку. Ширину струи можно уменьшить,
надвигая втулки 3 и 4 на прорезь а.
730 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Несколько осложняется конструкция подвода смазочно-охлаждающей жидкости,
если она должна подаваться через полый либо снабженный канавками или труб-
ками инструмент, как это бывает, например, при глубоком сверлении, через полый
шпиндель (специальные шлифовально-притирочные станки) и в тому подобных
случаях. Пути конструктивного решения таких задач поясняются примерами,
приведенными ниже.
Фиг. 757.
Для обеспечения необходимой циркуляции смазочно-охлаждающей жидкости
при сверлении каналов длиной несколько метров на одном из наших заводов был
с успехом применен водоприемник, устройство которого показано на фиг. 758.
Жидкость под давлением поступает через нипель 6 внутрь корпуса 7 и далее
в кольцевой зазор между направляющей втулкой 5, запрессованной в корпус 7,
и стеблем 9, в просверливаемый канал заго-
товки 1, откуда вместе со стружкой возвра-
щается обратно через канал трубчатого стебля 9.
Корпус уплотнен с одной стороны сальником 8,
а с другой — резиновой прокладкой 2, которая
вставлена в кольцо 3, опирающееся на упорный
шарикоподшипник 4. Корпус 7 устройства уста-
навливается в направляющей стойке станка перед
обрабатываемой заготовкой. Во время сверления
канала стойка вместе с водоприемником плотно
Фиг. 758.
прижата к заготовке, причем резиновая про-
кладка 2 упирается в ее торец и вращается вместе с ней. Корпус 7 остается
при этом неподвижным. Таким образом, утечка или просачивание жидкости с ле-
вой стороны корпуса 7 здесь не имеет места, и вместе с тем не происходит исти-
рания уплотняющей прокладки 2.
Конструкции, сходные с описанной, широко применяются в станках для глубо-
кого сверления и расточки, в которых стружка вымывается через полый стебель
обильным потоком жидкости.
Для подачи жидкости как можно ближе к требуемому месту иногда проводят
ее сквозь полость, канал или отверстия, сделанные для этой цели в инструменте
пли в приспособлении, которое служит для его крепления.
Опыт последних лет показал целесообразность охлаждения инструмента воз-
душно-эмульсионной смесью (распыленной сжатым воздухом эмульсией) при глу-
боком сверлении или расточке отверстий. Помимо более экономного расхода
эмульсии при этом достигаются некоторое повышение стойкости инструмента,
более высокая точность канала, лучшая чистота его поверхности и появляется,
кроме того, возможность сверления канала без периодического вывода наружу
сверла. Это объясняется хорошим охлаждающим действием распыленной эмульсии
и непрерывным выдуванием ею стружки. Благоприятный эффект достигается также
при развертывании и нарезании резьб метчиком. Устройство для подачи воздушно-
эмульсионной смеси, разработанное на одном из заводов в Новосибирске инж.
Г. И. Покровским, показано на фиг. 759 и 760. На первой из них представлены
две схемы распиливания эмульсии сжатым воздухом (давление 2—3 кг,'см:), посту-
пающим из общей воздушной сети цеха; бачок с эмульсией или водным раство-
ром электролита устанавливается непосредственно у станка. Фиг. 760 изображает
наконечник и прочую арматуру устройства. Сжатый воздух поступает из гибкого
рукава через нипель 1 в трубку Вентури 2 и проходит далее через кран 3 и
угольник 4 в сопло 5 наконечника. Суженное сечение трубки Вентури соединено
Устройства для охлаждения инструментов
731
через кран с конической пробкой или игольчатый клапан (см. разрез по В — В)
и нипель 7 корпуса этого клапана с бачком, в который налита эмульсия или дру-
гая жидкость. Последняя находится под давлением воздуха из сети (см. схемы
на фиг. 759), так как иначе разрежение в трубке 2 может оказаться недостаточ-
ным для засасывания жидкости из бачка.
Трубка Вентури.
/ Сжатый возит
Наконечник _
А
бачок
с эмульсией
Схема Т
—бачок
с эмульсией
Наконечник _
,СжатЬ:и Воздух
' Трубка
Вентура
г \-1—| W
LJ1* Схема Д
Фиг. 759
Трубку Вентури вместе с деталями для подвода эмульсии можно также при-
соединить к колпачку, расположенному на баке с эмульсией, а самый наконечник
(детали 3, 4 и 5) отделить от трубки Вентури и установить на станке совер-
шенно так же, как и на-
конечники описанных выше
типов, для подвода к тре-
буемому месту смазочно-
охлаждающей жидкости.
Вместо трубки Вентури
может быть использовано
распиливающее устройство
(пульверизатор) какого-
либо другого типа, в виде,
например форсунки из двух
концентрических трубок для
жидкости и воздуха, в виде
эжектора и т. п. <
5. фильтры. Устрой-
ства для очистки
жидкости. Приемные
фильтры, через которые
насос засасывает смазочно-
охлаждающую жидкость из
сборного резервуара, имеют
обычно простейшую кон-
струкцию (см. например,
разработанную ЭНИМС нор-
маль станкостроения Х41-1).
Иногда приемные фильтры
приваривают или припаи-
вают к внутренней стенке
резервуара для жидкости.
Для шлифовальных и доводочных станков, которые требуют более тщательной
очистки циркулирующей жидкости во избежание повреждения обрабатываемой
поверхности частицами металла, абразива и связки и пр., следует предусматри-
вать при проектировании станка фильтр или отдельную установку для очистки
жидкости.
Хорошая очистка циркулирующей смазочно-охлаждающей жидкости от взве-
шенных в ней частиц способствует также уменьшению абразивного износа тру-
щихся поверхностей станка (направляющих и пр.) и ослабляет опасность появле-
732 Смазочные устройства а устройства длч охлаждения инструмента
ния дерматита у рабочего, обслуживающего станок, что имеет особенно важное
значение.
Фильтры для смазочно-охлаждающих жидкостей могут иметь в принципе такую
же конструкцию, как фильтры для смазочных масел (см. стр. 704), ио пропускная
способность их должна быть обычно много больше.
Одна из типичных конструкций фильтров, включаемых в систему охлаждения
станков указанного назначения, а нередко и других станков для чистовых опера-
ций, показана для примера на фиг. 761, а — г (фильтр бесцентровошлифоваль-
ного станка). Жидкость, предварительно очищенная в отстойнике от крупных
Фиг. 761.
частиц металла, частиц шлифующего и ведущего кругов, окончательно освобо-
ждается от загрязнений, проходя через ряд сеток и дисков (детали виг
на фиг. 761, г), расположенных в фильтре.
Для управления фильтром служит рукоятка 7, жестко связанная с золотни-
ком 9, который можно устанавливать ею в трех различных положениях в кор-
пусе S, прикрепленном к корпусу 1 фильтра. При установке рукоятки 7 в поло-
жение, показанное на фигуре, жидкость прогоняется насосом через фильтр и,
очищенная в нем, попадает на обрабатываемую поверхность; поворотом рукоятки 7
по часовой стрелке (фиг. 761, а) можно регулировать поток жидкости; при пово-
роте ее на 90° подача охлаждения полностью прекращается. Фильтрация жидкости
производится здесь только при чистовом шлифовании.
Если рукоятку 7 повернуть па четверть оборота влево от изображенного на
фигуре положения, золотник 9 займет в корпусе 8 такое положение, при котором
жидкость проходит прямо к шлифовальному кругу, минуя самый фильтр. Такое
положение отвечает черновому шлифованию, когда особо высокая чистота жид-
кости не имеет значения, и поэтому не следует без надобности засорять фильтрую-
щий элемент устройства.
Наконец, при установке рукоятки 7 на 180° от положения, показанного на
фиг. 761, «, жидкость, подаваемая насосом, проходит через фильтр в противопо-
ложном направлении, вымывая из него накопившийся осадок через нижний патрубок
(фиг. 761,6) обратно в отстойник. Эта операция промывки фильтра производится
во время каждого перерыва в работе.
Фильтрующий элемент 2 состоит из трубчатого держателя д (фиг. 761, в и г),
на который насажены поочередно круглые проволочные сетки в и фильтрующие
диски г; набор их зажимается между шайбами б и е посредством крыльчатых
гаек а и з.
Верхняя крышка 4, снабженная винтом 5 для выпуска воздуха, зажимается на
корпусе 1 фильтра посредством гайки 6. Для выпуска воды и грязи предусмотрена
резьбовая пробка 10-, эта операция облегчается тем, что дно фильтра имеет наклон
в сторону выпускной пробки.
Устройста Оля охлаждения ннстрр.-жнот
733
Фильтры удобны в тех случаях, когда количество частиц металла, шлифую-
щего круга и пр., загрязняющих смазочно-охлаждающую жидкость, не слишком
велико и когда поэтому периодическую разборку фильтра и смену его деталей
приходится производить не чаще примерно 1—2 раз в месяц. Если же засорение
циркулирующей жидкости происходит очень интенсивно (как, например, при шли-
фовании прутков и другого проката, где количество стружки, попадающей в охла-
ждающую жидкость, достигает иногда 1 m в педелю), го фильтр становится мало
пригодным, так как требует слишком большого ухода или вообще не справляется
с очисткой жидкости. Поэтому в подобных случаях приходится обращаться к дру-
гим способам очистки ее.
Хорошие результаты дает центробежная очистка смазочно-охлаждающей жид-
кости, для чего используются центрифуги различных конструкций; обычно одна
такая машина обслуживает несколько станков.
Для очистки жидкости от частиц стали и чугуна применяют магнитные сепа-
раторы разнообразных конструкций. Однако существенный недостаток магнитных
сепараторов — неспособность очищать жидкость or частиц шлифовального круга,
а также от стружки цветных металлов. Or этого недостатка свободны центрифуги
и другие устройства, действие которых основано на использовании эффекта центро-
бежной силы („циклоны").
6. Устройства для регулирования температуры смазочно-
охлаждающей жидкости. При достаточно большой емкости резервуара
и отстойников и достаточно длительном пребывании в них циркулирующей сма-
зочно-охлаждающей жидкости нагретая жидкость успевает охладиться в них до
температуры окружающего воздуха без применения для этого каких-либо специ-
альных устройств.
Если же циркуляция жидкости происходи! настолько быстро, что она не успе-
вает остынуть до температуры хотя бы порядка 20" или если постоянство темпе-
ратуры охлаждающей жидкости имеет
особенно важное значение, как, напри-
мер, в резьбошлифовальных и некото-
рых других высокоточных станках, то
в системе циркуляции должно быть
устройство для охлаждения жидкости,
гак как иначе приходилось бы периоди-
чески останавливать станок; при неко-
торых работах, например на плоско-
шлифовальном станке, наблюдалось
повышение температуры охлаждающей
жидкости с 20—25° до 60-65° за 1-
охлаждающей жидкости способствует
поля допуска обрабатываемых деталей
Фиг. 762.
- 2 часа. Постоянство температуры смазочно-
при прочих одинаковых условиях сужению
, а также сохранению неизменной вязкости
масла.
Конструкция охлаждающего устройства зависит от различных факторов,
в частности от желаемой температуры ее на выходе и от допускаемых пределов
колебания температуры. На фиг. 762 схематически показано устройство, приме-
няемое на станке для нарезания точных ходовых винтов. Смазочно-охлаждающая
жидкость нагнетается электронасосом 1 через шпиндель и неподвижное кольцо 5
я трубку 6, снабженную отверстиями, из которых жидкость стекает на нарезаемый
пинт. По пути в шпиндель жидкость проходит через змеевик 3, охлаждаемый
золой, протекающей через бак 2. Температура жидкости контролируется пятью
термометрами, установленными у шпинделя, у отверстия охлаждающей трубы, на
ходовом винте и на направляющих станины, и регулируется с помощью крана 4.
В некоторых резьбошлифовальных станках температура циркулирующей жид-
кости поддерживается на постоянном уровне посредством встроенной в станок
холодильной машины, автоматически включающейся и выключающейся в зависимости
от температуры охлаждающей жидкости. Команда дается при этом термометром,
734
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
измеряющим температуру жидкости на выходе либо температуру шлифуемого
винта.
Устройство для охлаждения циркулирующей жидкости нетрудно скомбинировать
в одном агрегате с магнитным сепаратором или другим устройством для очистки
ее ог стружки и других твердых частиц.
В некоторых новых станках для охлаждения смазочно-охлаждающей жидкости
применяются устройства с вентилятором, нэзвол>ио;ц.1е несколько уменьшать ем-
кость резервуаров и отстойников.
Фиг. 763. Фиг. 764.
7. Корыта. Стоки. Защита рабочего и станка. Для стока отра-
ботанной смазочно-охлаждающей жидкости проектируемый станок должен быть
снабжен достаточно вместительными и соответственно расположенными корытами,
сточными ваннами и желобами.
Дну корыта нужно придавать уклон к отводному отверстию, а диаметр послед-
него делать достаточно большим.
Как упоминалось выше (стр. 121), корыто иногда выполняет также функции
ребра жесткости и поэтому отливается заодно со станиной, хотя это и ослож-
няет литье. Проще приварка корыт к стальной сварной станине. Если в увеличе-
нии жесткости станины посредством наружного корыта-ребра надобности нет,
часто будет целесообразнее изготовлять корыто как отдельную деталь из мягкой
листовой стали также и в случае литой станины.
Сточная ванна устраивается постоянной (прилитой или приваренной) либо под-
весной (см., например, фиг. 740 и 763 — станина токарного станка модели 1617),
либо передвижной на катках и т. п. (см. схему на фиг. 764).
Передвижные сточные ванны особенно удобны в отношении очистки их без
нарушения работы станка.
От брызг смазочно-охлаждающей жидкости защищают рабочего, а также про-
странство вокруг станка, соответственной формы щитки из мягкой листовой стали,
окружающие инструменты или установленные в надлежащих местах станка (см.,
например, фиг. 765 — станина 1 многорезцового токарного полуавтомата модели 1730
с резервуаром-корытом 3 и щитками 2 и 4). Все ограждения и щитки этого
назначения должны быть сконструированы так, чтобы не мешать установке и сня-
тию изделий, измерению их, наблюдению за работой и пр. (откидные на шарни-
рах, подвесные, вставляемые в пазы, телескопические и тому подобные щитки).
Определение производительности насоса охлаждения 735
Ответственные трущиеся поверхности станка должны быть защищены от охла-
ждающей жидкости надежными уплотнениями (подшипники) или щитками (напра-
вляющие).
Если охлаждение производится керосином, то во избежание пожара должны
быть приняты меры против разбрызгивания керосина и просачивания его наружу.
В частности, очень надежными в этом отношении должны быть сконструированы
все уплотнения трубопроводов, фильтров, крышек резервуаров и пр.
В последнее время у станков устанавливают иногда специальные электрические
устройства, улавливающие из воздуха взвешенную в нем масляную пыль. Это спо-
собствует чистоте станка, окружающего воздуха, стен цеха, большей долговеч-
ности изоляции электрических проводов, а одновременно и экономии масла; при
испытании в обычных цеховых условиях одна такая установка уловила из воздуха
около 15 л масла за один день. Существуют конструкции таких маслоуловителей,
достаточно компактные для того, чтобы быть встроенными в станок.
§ 85. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ИАСОСА ОХЛАЖДЕНИЯ.
РАСЧЕТ РАЗМЕРОВ РЕЗЕРВУАРОВ-ОТСТОЙНИКОВ
Необходимую производительность насоса для подачи смазочно-охлаждающей
жидкости можно теоретически определить примерно тем же способом, как и про-
изводительность смазочного насоса (см. стр. 714). Пусть Q — искомая произво-
дительность в л[мин\ 7 — удельный вес смазочно-охлаждающей жидкости в кг/л;
с — ее теплоемкость в ккал/кг град-, Lt—допускаемое повышение температуры
циркулирующей жидкости в °C, a N — мощность двигателя главного привода в кет.
Достаточное охлаждение будет, очевидно, вполне обеспечено при соблюдении
условия
Q•f•с Lt =
612077
~~427~
(85. 1а)
если только вся охлаждающая жидкость будет попадать куда требуется и нагреваться
при этом на Ll° (правильное направление струи и правильное регулирование потока
жидкости). Из последнего соотношения следует:
6120.N , . _ N .
Q = ===----^=514,5------Г. л мин. (85.16)
427t-c\t -f-c-bt 1
Для водных растворов электролитов и эмульсий обычного состава можно при-
нимать 7=1 кг/л, с = 1 ккал/кгград\ следовательно, для этих жидкостей теоре-
тически
Q 5^14,5-^- л/мин. (85.2)
Для минеральных масел, используемых в системах охлаждения станков, в сред-
нем 7 дь: 0,88 0,9 кг/л, с 0,45 ккал/кг град (см. стр. 715;, и для них
Q^36 л!мин. (85.3)
В действительности не вся жидкость эффективно используется: часть ее про-
ходит мимо нагретых инструментов и стружки и уносит лишь малое количество
тепла (или совсем не уносит его), часть разбрызгивается, испаряется, иногда дис-
социирует; загрязнения уменьшают теплоемкость жидкости. С течением времени
вследствие износа уменьшается объемный к. п. д. насоса. По этим причинам
расчетную производительность насоса, вычисленную по формуле (85. 16), следует
увеличивать по крайней мере на—5О°/о, т. е. выбирать насос по производитель-
ности
N , (85. 4)
(20-4-25)., л /мин. v '
736
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Допускаемое повышение Д/ температуры смазочно-охлаждающей жидкости за-
висит от условий остывания ее на обратном пути в резервуар-отстойник и в самом
отстойнике. По соображениям достаточной стойкости инструментов температура
оставляющей их жидкости не должна быть выше примерно 40°; температура под-
водимой эмульсии должна лежать по возможности в границах между 15 н 20е,
подводимого масла — между 20 и 25°. Таким образом, должно быть Д/ 25э,
а практически лучше ограничивать, если это возможно, повышение температуры
циркулирующей жидкости значениями AZ = 10-г-15°.
Если смазочно-охлаждающая жидкость должна также быстро вымывать или
смывать стружку (сверление и расточка глубоких отверстий, удаление мелких
частиц металла, частиц шлифовальных кругов, притиров и т. п.), то необходимая
производительность насоса должна быть много больше — иногда в 5—8 раз больше,
чем получается из формулы (85. 16). Для контроля правильности выбора насоса
можно пользоваться цифрами, установленными из опыта эксплуатации стан-
ков различных типов. Эти цифры колеблются в широких пределах от 2—3 л/мин
(например, при чистовом точении, при чистовом нарезании зубчатых колес с охла-
ждением сульфофрезолом) до 300—350 л/мин (тяжелые шлифовальные, неко-
торые специальные станки, агрегатные станки с большим числом шпинделей). Для
станков особенно больших размеров нужны, понятно, еще более мощные насосы
охлаждения.
Размеры резервуара для смазочно-охлаждающей жидкости выбирают такими,
чтобы полезная емкость его V была по возможности в 10—12 раз больше объема,
подаваемого насосом в минуту, т. е. численно V > (10-4-12) Q, где V — в л,
Q — в л/мин. В настоящее время не представляют редкого исключения станки
с резервуаром для охлаждающей жидкости, вмещающим 500 л, а иногда и больше.
При наличии у станка холодильной машины и достаточно производительного
фильтра емкость сборного резервуара можно брать значительно меньшей — порядка
1/^(2 л-З) • Q.
Полезный объем резервуара для жидкости, пропущенной через отстойник или
фильтр, можно определить та-же, исходя из уравнений теплового баланса, если
достаточно хорошо известны коэфициенты теплоотдачи для стенок резервуара.
Охлаждение жидкости на ее обратном пути в резервуар в расчет при этом не
принимается, благодаря чему рассчитанный таким образом объем резервуара полу-
чается с некоторым запасом.
Для расчета размеров отстойников можно пользоваться способом, предложен-
ным канд. техн, наук Л. Б. Эрлихом в 1938 г. [14] и излагаемым ниже с неко-
торыми изменениями. В основе этого способа лежит условие, чтобы за время
протекания жидкости через отстойник все взвешенные в ней частицы, в том числе
и находящиеся в самом верхнем ее слое, успели выпасть в осадок. В таком случае
получатся следующие расчетные формулы;
а) Для горизонтальных отстойников. Пусть I, h и F обозначают
соответственно длину отстойника, его полезную глубину (высоту жидкости в от-
стойнике) в мм и поперечное сечение отстойника в мм2; v—скорость протекания
жидкости через отстойник в мм/сек; w — скорость падения частиц, взвешенных
в жидкости, в мм/сек; Q — расход жидкости в л/мин. Если принять, что как
поток жидкости в отстойнике, так и выпадающие в осадок частицы движутся рав-
номерно, т. е. считать v и w постоянными, то указанное выше исходное условие
может быть написано в следующем виде:
Очевидно также, что скорость протекания жидкости через резервуар связана
с его сечением F и с расходом О соотношением
10» Q
v — мм [сек.
00-7 '
(85. 6)
Определение производительности насоса охлаждения 737
Отсюда
С 1°6 У а /ОГ
F = -- мм1, (85. 7)
6 v ' '
а из соотношения (85. 5)
1= йй ~ , (85. 8)
где для надежного действия отстойника должно быть k > 1. Коэфициент k тем
ближе к единице, чем рациональнее устроен отстойник.
Вычислив w и выбрав v, как указано ниже, можно найти необходимое по-
перечное сечение F отстойника из уравнения (85. 7) и далее, задавшись одним из
размеров этого сечения или отношением двух размеров его, определить й и, на-
конец, / из формулы (85.8). Чаще всего поперечное сечение горизонтального
отстойника имеет форму прямоугольника; если b — ширина последнего в мм, то,
выбрав подходящее отношение b:h=m, получим из формулы (85. 7)
Л = МЛ1. (85.9)
Г 6 m v
следовательно,
/1СР-ЛЛ У /ОГ
—_— . мм (85. 10)
и
. 10’. Q ...
й = —~ I мм.
б) Для вертикальных отстойников. В отстойниках этого типа, имею-
щих форму вертикального цилиндра (трубы) или призмы, жидкость движется снизу
вверх (см., например, фиг. 747, д) со скоростью настолько малой, чтобы твердые
частицы, загрязняющие жидкость, могли двигаться против потока и выпадать на
дно отстойника.
Площадь F поперечного сечения отстойника определяется из формулы (85. 7),
в которой величина Q расхода жидкости известна, а скорость v выбирается, как
указано ниже. Далее находят размеры поперечного сечения так же, как для гори-
зонтального отстойника.
Высота й отстойника может быть найдена, если задаться значением Т мин.
продолжительности отстаивания, т. е. отношением V : Q, где V — рабочий объем
отстойника. Так как И = F-h ммг, то 7'= , откуда
(85 12)
где попрежнему Q — в л)мин. Если задаться Т, то можно найти полезную
высоту отстойника также из очевидного соотношения
й — 60п- Т мм (85. 13)
Для величины Т практически принимают значения в пределах примерно между
3 и 15 мин.
Скорость w падения твердых частиц в движущейся жидкости можно найти,
исходя из основного уравнения движения тела в восходящем потоке жидкости.
На тело действуют следующие силы (фиг. 76G): собственный вес G= Vj-'fr,
где — объем тела, у,—его весовая плотность (вес единицы объема); равно-
действующая давления жидкости на тело, равная R = где у — весовая плот-
ность жидкости; сила Р сопротивления жидкости движению тела в ней. Если тело
движется в жидкости равномерно, т. е. его скорость w = const, то должно быть
G—R — Р— 0 или Р — HjCfi -‘()- (85. 14)
47 Ачеркаи 1336
738 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
При эюм для упрощения задачи принято, что также и сила Р приложена
в центре тяжести тела.
Величина силы Р зависит от нескольких факторов, в том числе от характера
движения жидкости (ламинарный, переходный или турбулентный режим), от формы
тела, движущегося в потоке, и от скорости а этого тела относительно потока
жидкости, т. е. от величины и = v 4- w, где v — скорость жидкости.
Твердые частицы, движущиеся в потоке, имеют, вообще
говоря, самую разнообразную форму; это относится в полной
-- ------ мере к частицам металла, шлифующего материала, связки
> _ ___ и т. д., загрязняющим смазочно-охлаждающую жидкость. Для
i/T возможности решения поставленной задачи приходится по не-
----- / х I обходимости пренебрегать этим обстоятельством и считать все
______I ‘Alw частицы шарообразными, поскольку вид функции Р известен с
J наибольшей точностью для тел именно этой формы.
------ _ В случае ламинарного течения жидкости по формуле Стокса
.. _. _ _ . _ для шара
________G._____ P = 3nd^^--, (85. 15)
Фиг. 766.
здесь d — диаметр шара; v — кинематический коэфициент вяз-
кости; g— ускорение силы тяжести; значения и и те же, что и выше.
Так как, кроме того, , то формула (85. 14) принимает вид
= (Ъ- Т). (85. 16)
Отсюда, если обозначить -1- — 8, получится:
и = v + w = (3 — 1),
w -^(3- 1) - v. (85 17)
При скорости жидкости
^крит = (8 - 1) (85 18)
скорость падения тела в жидкости w = 0, т. е. оно остается взвешенным в ней
Должно быть, следовательно, во всех случаях v < vKpum-
При выводе этой формулы предположено, что скорости v и w параллельны
(вертикальные отстойники). Считая, что для горизонтального отстойника верти-
кальная составляющая скорости v жидкости пренебрежимо мала сравнительно со
скоростью w выпадения твердых частиц в осадок, получим из формулы С85 17)
«. = ^(8-1).
(85. 19)
Эта формула применима при соблюдении условий:
Re=^-
< 2,
— < 2300,
если D — внутренний диаметр для цилиндрического отстойника и учетверенный
гидравлический радиус для отстойников прямоугольного сечения.
Для промежуточного режима, когда число Рейнольдса лежит в пределах
2 < Re = < 300,
Определение производительности насоса охлаждения
739
сила Р определяется из соотношения
р = . _L . (85. 20)
4 g 2 /Re
где а—некоторая постоянная, приблизительно равная 10, а значения остальных
букв — те же, что выше.
При указанном характере течения жидкости уравнение (85. 14) принимает вид
. JL . * (Ь - 7). (85. 21 )
4^2 /Ке ь Mi Р
После подстановки сюда выражения Re = отсюда находятся скорость и и
затем
w = и — v — (4^) (3 — 1) '3 — V. (85. 22а)
Чтобы твердые частицы выпадали в осадок (w>0), скорость течения жидкости,
проходящей через отстойник, должна, следовательно, удовлетворять условию
v < (4f)2/3~^- - 1>2/з- <85- 22б>
Для водных растворов электролитов можно принимать, как и для воды, -( =
= 1 кг/л — 10~3 кг)см9', при этом отношение 8 = -Д численно равно fj — весовой
плотности материала твердых частиц, выраженной в кг/л (или г/см9). Коэфициент
кинематической вязкости воды для различных температур t:
t в °C.............. 10 15 20 25 30 35 40
102,v в см^сек . . . . 1,31 1,11 1,00 0,90 0,80 0,72 0,66
Для 5%-ной эмульсии можно пользоваться с точностью, достаточной для рас-
чета отстойников, этими же значениями -( и v.
Для минеральных масел в среднем 7% 0,88 кг[л = 0,88 10~3 кг/см9. Коэфи-
циент кинематической вязкости вычисляется для этих масел по формуле
V = 10-4 (о,0731Е — м2/сек - (о,О731 Е - см-/сек,
где Е — вязкость масла в градусах Энглера при соответствующей температуре,
а коэфициент а = 0,0631 при всех значениях вязкости, больших, чем 2°Е.
Для смазочно-охлаждающих жидкостей меньшей вязкости по данным
инж. Афанасьева:
Е°.........1,15 1,4 1,6 1,8 2
а......... 0,062 0,060 0,057 0,054 0,050
Вычисленная по приведенным здесь формулам скорость выпадения твердых
частиц из охлаждающих жидкостей для обычных случаев измеряется десятыми
долями см/сек.
Трубопроводы рассчитываются по формулам, известным из гидравлики, только
при сравнительно большой длине их, малых диаметрах труб и большом числе раз-
личного рода соединений. В остальных случаях практической надобности в этом
нет, особенно при охлаждении жидкостями очень малой вязкости — водными раство-
рами электролитов, эмульсиями, керосином.
740
Литература
ЛИТЕРАТУРА
А. Смазка
1. Нормали станкостроения, „Станки и инструмент* № 2/3, 1942, № 3, 1944.
2. Нормаль станкостроения С01-1, 1947.
3. Энциклопедический справочник „Машиностроение*, т. 9, гл. V. Машгиз, 1949.
4. В. Э. Пу ш, Системы смазки металлорежущих станков, Машгиз, 1948.
5. И. В. М а з ы р и и, Смазочные устройства машин, Машгиз, 1949.
6. В. В. Е р м а к о в, Испытание смазочных фитилей, „Станки и инструмент* № 5,1938.
7. Г. Д. Бернштейн, Фильтрация смазочных масел в автотракторных двигателях,
„Советская наука", 1940.
8. А. Я. Донато, Исследование пластинчатых фильтров смазочных и гидравличе-
ских систем металлорежущих станков, „Станки и инструмент* № 10, 1943.
Б. Охлаждение
9. Нормали станкостроения, „Станки и инструмент* № 9/10, 1943.
10. Нормаль станкостроения АО1-1, 1948.
11. Энциклопедический справочник .Машиностроение", т. 9, гл. V, Машгиз, 1949.
12. Г. И. Покровский, Охлаждение режущего инструмента сжатым воздухом,
„Станки и инструмент* № 4/5, 1944.
13. С. А. Устинов. Новый насос для охлаждения, „Станки и инструмент" № 9,
194.5.
14. Л. Б. Эрлих, Резервуары для эмульсии в металлорежущих станках, „Подшипник*
№ 8/9, 1938.
ОГЛАВЛЕНИЕ
1 лава 1. Введение .......................................•.................. 3
§ 1. Общие тенденции современного станкостроения........................ 3
§ 2. Краткий обзор развития отечественного станкостроения.............. 14
§ 3. Основные проблемы при проектировании станков в свете задач социали-
стической Советской промышленности...................................... 22
§ 4. Выбор и обоснование конструкции станка на основе технологического
задания................................................................. 25
г
Глава 11. Определение основных технических характеристик проектируемого
станка...................................................................... 30
§ 5. Выбор предельных скоростей резания и подач........................ 30
§ 6. Ряды чисел оборотов шпинделей станков ............................. 31
§ 7. Ряды чисел двойных ходов у станков с прямолинейным главным движением 38
А. Станки с возвратно-поступательным главным движением ............. 39
Б. Станки с прямолинейным главным движением, неизменным по напра-
влению ......................................................... 41
§ 8. Ряды подач......................................................... 41
§ 9. Выбор значений чисел оборотов шпинделя, чисел двойных ходов и вели-
чин подачи.............................................................. 13
§ 10. Значения чисел оборотов, двойных ходов, подач, диапазонов регулирова-
ния, чисел ступеней скорости и потами и знаменателей рядов в совре-
менных станках.......................................................... 45
§ 11. Определение мощности электродвигателей станка..................... 49
А. Одноцелевые станки............................................. 50
Б. Специализированные станки................................... . 50
В. Станки общего назначения......................................... 51
Глава 111. Разработка кинематической схемы проектируемого станка........ 59
§ 12. Общие требования к кинематической схеме проектируемого станка ... 59
§ 13. Основные факторы, определяющие структуру кинематических цепей стайка 68
§ 14. Указания по разработке кинематических схем станков................ 72
§ 15. Определение передаточных отношений механизмов кинематической цепи. 79
А. Аналитический метод определения передаточных отношений.......... 79
Б. Графо-аналитический метод определения передаточных отношений ... 84
В. Определение передаточных отношений при приводе от многоскоростного
электродвигателя переменного или постоянного тока................... 94
Г. Определение передаточных отношений механизмов со связанными зубча-
тыми колесами.....................................................98
Д. Определение передаточных отношений механизмов со ступенями
возврата....................................................... 99
§ 16. Определение чисел зубьев колес механизмов типа коробок скоростей и
коробок подач ........................................................... 104
А. Общий метод..................................................... 104
Б. Определение чисел зубьев колес при различных модулях у передач
одной группь................................................... 108
В. Определение чисел зубьев при наличии связанного колеса в двух смеж-
ных группах . .....................................................110
Г. Определение чисел зубьев колес косозубых передач.................111
Д. Соотношение между числами зубьев колес передвижных блоков . . . . 112
742
Оглавление
Глава IV. Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты ... 115
§ 17. Станины........................................................115
§ 18. Материалы станин. Технические условия на станины...............121
§ 19. Типовые конструкции станин ....................................131
§ 20. Современное состояние проблемы расчета станин станков..........151
§ 21. Направляющие.................................................. 156
Материалы направляющих и способы обеспечения износостойкости . . . 156
Технические условия на направляющие ............................160
§ 22. Конструкции направляющих скольжения............................161
А. Общие положения...............................................161
Б. Конструктивные формы направляющих скольжения..................165
В. Устройства для регулирования направляющих.....................168
Г. Привертные и приваренные направляющие.........................173
Д. Цилиндрические направляющие...................................175
Е. Круговые направляющие ........................................176
§ 23. Направляющие качения...........................................179
§ 24. Защита и смазка направляющих...................................187
§ 25. Расчет направляющих............................................192
А. Направляющие скольжения . . . •...............................192
Б. Направляющие качения..........................................205
§ 26. Стойки, столы, поперечины, супорты станков. Общие указания по проек-
тированию их.........................................................207
Глава V. Ременные передачи в станках....................................216
§ 27. Области применения ременных передач в станках..................216
§ 28. Замечания по расчету ременных передач станков..................217
§ 29. Мощности и крутящие моменты на шпинделе........................218
§ ’0. Материалы ремней и шкивов. Технические условия иа ременные передачи
станков..............................................................219
§ 31. Конструкции ременных передач в станках.............................221
А. Конструкции шкивов ..............................................221
Б. Посадки и крепления шкивов........................................223
В. Разгрузка шпинделя или вала от давления ремня....................223
Г. Устройства для натяжения ремня....................................225
Д. Обеспечение удобства замены ремней и смены шкивов...............230
Е. Передачи одним ремнем или одним комплектом ремней на несколько
шкивов .............................................................231
Глава VI. Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках...................234
§ 32. Цепные передачи в станках.........................................234
А. Преимущества и недостатки цепных передач. Области применения их
в станках..........................................................234
Б. Указания по расчету цепных передач...............................235
В. Материалы звездочек. Технические условия...............• . . . . 236
Г. Расположение цепной передачи................................... 236
Д. Конструкции звездочек............................................237
Е. Устройства для натяжения цепи...................................238
Ж. Смазка цепных передач............................................240
§ 33. Зубчатые передачи в станках.......................................240
А. Достоинства и недостатки зубчатых передач. Применение их в станках 241
Б. Типы зубчатых передач, применяемых в станках.....................242
В. Материалы зубчатых колес, применяемые в станкостроении..........247
Г. 1ехнические условия на зубчатые передачи станков ............... 250
Д. Указания по расчету зубчатых передач станков.....................250
Е. Конструктивное оформление зубчатых передач станков..............253
§ 34. Червячные передачи................................................258
А. Применение червячных передач в станках. Их достоинства и недостатки 258
Б. Типы червячных передач, применяемых в станках....................260
В. Материалы червяков и червячных колес............................261
Г. Указания по расчету червячных передач ...........................262
Д. Конструктивное оформление червячных передач станков .............263
Г лава VII. Коробки скоростей и коробки подач...............................268
§ 35. Коробки скоростей станков.........................................268
А. Общие положения. Эксплуатационные и технологические требования
к коробкам скоростей ............................................. 268
Б. Технические условия.............................................276
Оглавление 743
§ 3& Типы коробок скоростей...........................................278
А. Расположение в станке..........................................278
Б. Способы осуществления различных передаточных отношений..........280
В. Способы включения и выключения передач......... ...............286
§ 37. Коробки подач....................................................299
А. Общие положения. Требования к коробкам подач....................299
Б. Технические условия ........................................... 300
§ 38. Типы коробок подач...............................................391
А. Коробки подач с постоянными зубчатыми передачами, включаемыми
передвижением колес, блоков и сцепных муфт .......................301
Б. Коробки подач в форме гитар сменных колес.......................306
В. Коробки подач со встречными ступенчатыми конусами и вытяжными
шпонками..........................................................307
Г. Механизмы типа меандра..........................................311
Д. Нортоновские коробки ...........................................316
§ 39. Механизмы быстрых подач .........................................322
Глава VIII. Бесступенчатые вариаторы в стайках.............................325
§ 40. Эксплуатационные преимущества бесступенчатого привода станков . . . 325
§ 41. Способы бесступенчатого регулирования чисел оборотов, двойных ходов
и величин подач........................................................327
§ 42. Способы увеличения диапазона бесступенчатого регулирования при при-
менении в приводе механических вариаторов ........................... 329
§ 43. Конструкции механических бесступенчатых вариаторов, применяемых
в станках..............................................................335
§ 44. Расчет механических бесступенчатых фрикционных вариаторов........343
А. Передаточное отношение....................'....................343
Б. Потери на треиие. Скольжение (падение оборотов) под нагрузкой. Прак-
тические величины к. п. д. фрикционных бесступенчатых вариаторов . 347
В. Методика расчета фрикционных вариаторов ................... . .349
Глава IX. Шпиндели, валы и их опоры........................................355
§ 45. Назначение валов и шпинделей в станках. Общие требования к ним . . . 355
§ 46. Материалы шпинделей и валов и их термическая обработка.........357
§ 47. Технические условия на шпиндели и валы станков...................360
§ 48. Конструкции шпинделей и валов. Формы концов шпинделей............361
§ 49. Расчет шпинделей и валов.........................................367
А. Расчет на прочность............................................367
Б. Расчет шлицевых валов на удельное давление на гранях шлицев . . . 370
В. Расчет на жесткость ......................................... 372
Г. Расчет ходовых валов............................................377
Д. Колебания шпинделей и валов. Определение критических чисел обо-
ротов ....................................................378
§ 50. Типы опор, применяемых в станках. Выбор типа опор для шпинделей и
валов..................................................................380
§ 51. Опоры скольжения в станках.......................................382
А. Материалы подшипников скольжения...............................382
Б. Конструкции опор скольжения.....................................385
В. Указания по расчету опор скольжения для шпинделей и валов . . • . . 393
§ 52. Опоры качения в станках..........................................398
А. Выбор типа подшипников качения.................................398
Б. Специальные типы подшипников качения, применяемых в станках . . . 400
В. Применение сферических подшипников и игольчатых подшипников, под-
шипников с предварительным натягом................................402
Г. Число подшипников в одной опоре. Расположение упорных подшипни-
ков (подпятников) ............................................. 404
Д. Конструкции опор качения в станках..............................405
Е. Посадки подшипников качения ....................................416
Ж. Уплотнение опор.................................................419
3. Расчет подшипников качения для опор шпинделей и валов .........419
Глава X. Муфты и тормозы.......................................425
§ 53. Основные типы муфт, применяемых в станках...................425
А. Постоянные муфты...............................................425
Б. Сцепные муфты............................................... . 432
В. Указания по расчету фрикционных муфт...........................458
74 1
Оглавление
§ 54. Тормозные устройства..............................................465
А. Назначение тормозных устройств в станках........................465
Б. Системы торможения и типы тормозных устройств, применяемых в станках 466
В. Механические тормозные устройства...............................467
Г. Указания по расчету тормозов.....................................474
Глава XI. Механизмы для осуществления прямолинейного н плоского дви-
жений ......................................................................480
§ 55. Типы механизмов, применяемых в станках для осуществления плоского
движения................................................................480
§ 56. Зубчатое колесо-рейка или зубчатый сектор-рейка...................481
А. Общие положения ................................................481
Б. Материалы зубчатого колеса и рейки и их термическая обработка . . . 482
В. Конструкции элементов реечной передачи. Примеры выполненных кон-
струкций ...........................................................483
Г. Указания по расчету реечных передач .............................486
§ 57. Червяк и рейка. Особенности конструкции этих передач в станках . . . 486
§ ЭД, Ходовой винт и гайка..............................................489
А. Общие положения. Области применения в стайках...................489
Б. Материалы ходовых винтов и гаек. Термическая обработка...........490
В. Точность резьбы ходовых винтов. Технические условия на ходовые винты
и гайки........................................................... 491
Г. Конструкции привода посредством ходового винта и гайки ......... 493
Д. Расчет механизма винтовой передачи ............................. 506
§ 59. Кулачок и рычаг или толка,ель................................512
§ 60. Кривошипно-шатунный, кулисные и многозвенные рычажные механизмы
в станках.....................................................520
§ 61. Канатный привод;.............................................525
§ 62. Паптографпые устройства......................................528
§ 63. Копировальные устройства для осуществления плоских движений .... 532
Глава XII. Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) дви-
жений .....................................................................537
§ 64. Периодические движения в станках. Устройства для осуществления их . . 537
§ 65. Храповые механизмы...............................................541
§ 66. Мальтийские механизмы ...........................................550
А. Основные кинематические схемы..................................551
Б. Конструктивное оформление.......................................561
В. Расчет мальтийских механизмов ................................ 564
§ 67. Звездчатые механизмы, передачи неполнозубыми (секториальными) коле-
сами и пр...............................................................569
§ 68. Фиксирующие устройства...........................................570
§ 69. Электромеханические системы периодических подач..................575
Глава XIII. Реверсирующие устройства........................................579
§ 70. Реверсирование различных движений в станках.......................579
§ 71. Требования к реверсирующим устройствам. Электрические, гидравлические
и механические системы реверсирования движений. Критерии применимо-
сти этих систем..........................................................581
А. Электрическое реверсирование .................................. 582
Б. Реверсирование с помощью гидравлических устройств................585
В. Реверсирование с помощью механических устройств.................586
§ 72. Динамика процесса реверсирования. Потери энергии при реверсировании 587
§ 73. Конструкции реверсирующих механизмов..............................591
Глава XIV. Системы управления механизмами станков....................601
§ 74. Функции систем управления. Требования, предъявляемые к управлению,
и способы удовлетворения их...............................................601
§ 75. Выбор системы управления и ее конструкции..........................612
§ 76. Механические системы управления и их основные элементы.............615
А. Органы ручного управления н передачи..............................616
Б. Передачи от управляющего органа к исполнительному механизму . . . 621
§ 77. Мпогорычажные и однорычажные (однорукояточные) системы управления 627
Оглавление
745
§ 78. Системы управления с предварительным набором скорости главного дви-
жения или подачи.........................................................640
§ 79. Системы предохранительных устройств .............................648
А. Блокировочные устройства .......................................651
Б. Ограничители хода...............•................................654
В. Устройства для предохранения станка от перегрузок ............. 663
§ 80. Следящие устройства — принцип их работы...........................673
Глава XV. Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента . 677
§ 81. Требования к смазочным устройствам станков........................677
§ 82. Способы смазки станков. Смазочные устройства и системы смазки .... 680
А. Устройства для ручной периодической смазки .................... 681
Б. Устройства для автоматической смазки.............................683
В. Конструкции смазки направляющих.................................698
Г. Насосы, фильтры, маслопроводы, контрольная аппаратура............701
§ 83. Указания по расчету смазочных систем..............................712
§ 84. Устройства для смазки и охлаждения режущих инструментов...........716
А. Смазочно-охлаждающие жидкости при обработке резанием; их основные
свойства...........................’......... • •...................716
Б. Требования к системам подачи смазочно-охлаждающей жидкости. Основ-
ные части системы охлаждения. Типы систем охлаждения.........718
В. Элементы систем охлаждения.......................................724
§ 85. Определение производительности насоса охлаждения. Расчет размеров
резервуаров-отстойников .............................................735
Технический редактор Б. И. Модель
Корректор Р. Г. Случевская
Обложка художника A. J1. Бельского
Сдано в произв. 3/Х 1951 г.
Подпнс. к печати 23/1 1952 г.
Тираж 25.000 экз. Т-00044
Печ. л. 65,15 (4 в к л.). Уч.-изд. л. 74,5
Бум. л. 23,75. Бумага 70ХЮ8*/19.
Зак. № 1386.
1-я типография Машгиза,
Ленинград, ул. Моисеенко, 10
Номинал по прейскуранту 1952 года