/
Author: Ачеркан Н.С.
Tags: машиностроение металлорежущие станки металлургия металлы станки станкостроение
Year: 1949
Text
Н.С.АЧЕРКАН
РАСЧЕТ
ДЧЮНСТРУИРОВАНИЕ
МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ
СТАНКОВ
машгиз ~ 1я4а
Н. С. АЧЕРКАН
Проф. докт. техн, наук
РАСЧЕТ
И КОНСТРУИРОВАНИЕ
МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ
Допущено Министерством высшего образования СССР
в качестве учебного пособия для машиностроительных
втузов
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
МОСКВА 1949
Настоящая книга является учебным пособием для
машиностроительных втузов по разделу „Расчет и кон-
струирование станков” курса „Металлорежущие стан-
кн“. В книге рассматриваются вопросы расчета и проек-
тирования современных металлорежущих станков,
отвечающих требованиям передового машиностроения,
а также современные тенденции развития станков.
Книга составлена в соответствии с утвержденной
на 1947/48 учебный год учебной программой старших
курсов специальности „Станкостроение” машинострои-
тельных втузов н предназначена для студентов. В не-
которой части она может быть использована конструк-
торами-станкостроителями.
Рецензенты: проф. докт. техн, наук Д. Н. Решетов
лауреат Сталинской премии инж. И А. Ростовцев
Редактор канй. техн, наук В. Э. Луш
Главная редакция
литературы по металлообработке и станкостроению
Главный редактор инж. Р. Д. БЕЙЗЕЛЬМАН
ГЛАВА I
ВВЕДЕНИЕ
§ 1. ОБЩИЕ ТЕНДЕНЦИИ СОВРЕМЕННОГО СТАНКОСТРОЕНИЯ
Раздел „Расчет и конструирование станков“ общего курса „Металлорежущие
станки* имеет целью сообщить студентам специальные знания, необходимые для
конструирования современных металлорежущих станков — производительных и точ-
ных машин-орудий. Для того чтобы создать станок, отвечающий требованиям на-
шего передового машиностроения, необходимо при разработке его конструкции
учитывать тенденции развития станков.
Необходимо с самого же начала 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 этой причине невозможны
такие детальные правила проектирования станков, которые были бы приложимы
ко всем без исключения случаям практики. Это становится понятным, если сопо-
ставить, например, настольный токарный станочек для изготовления притиров
(7 на фиг. 1), при помощи которых притираются алмазные инструменты 2 для
завивки вольфрамовой нити 3 электроламп. Как видно из фиг. 1, диаметр притира
меньше 0,2 мм, толщина — около 0,06 мм. Поэтому станок для изготовления таких
притиров очень мал; он должен быть снабжен микроскопом, позволяющим следить
за процессом работы и контролировать размеры изделия. В часовом производстве
и некоторых отраслях точного приборостроения применяются станки, вся продукция
которых за восьмичасовую смену составляет несколько граммов; наибольшие труд-
ности при изготовлении деталей на таких станках представляет иногда отделение
готовых изделий от стружки.
С другой стороны, для тяжелого машиностроения и специальных работ при-
ходится иногда строить станки очень больших размеров. Так, например, до 1941 г.
в СССР были построены карусельно-токарный станок модели УК-159 весом свыше
500 т для наибольшего диаметра точения 9200 мм, торцефрезерный станок модели
6990 для обработки торцев стальных колонн длиной до 18 м и весом до 120 т,
кромкострогальный станок весом около 130 т для листов длиной до 7 м. Нафиг. 2
изображен карусельный станок со столом диаметром 12 м; вес станка — около
450 т. Другой карусельный станок, со столом диаметром около 20 м, весит
около 1800 т. Не только станина, но и другие, меньшие части таких станков
нередко имеют огромные размеры; например, длина поперечины 18-метрового ка-
русельно-токарного станка, состоящей из четырех частей, достигает 28 м, а
вес 230 т. Фундаменты таких станков представляют собой сложное сооружение
с глубиной заложения 5—7 м.
Легко понять, что методы и практические приемы проектирования станков, так
резко различающихся по размерам и мощности, как упомянутые настольный станок,
с одной стороны, и тяжелые карусельные—с другой, совершенно различны.
Различны также, хотя и в значительно меньшей степени, методы проектирования
4
Введение
Фиг. I.
станков средних размеров и тяжелых, станков для обдирочных работ и для чисто-
вых или отделочных операций, станков высокоточных (прецизионных) и нормаль-
ной 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 найден-
ных таким образом вариантов и, наконец, выбрать из них вариант, наиболее полно
отвечающий поставленным условиям, руководствуясь при этом выборе определенной
системой технических и экономических показателей. Следует при этом помнить,
что даже наилучшие из существующих конструктивных вариантов различных дета-
лей и узлов непрерывно стареют, вытесняясь новыми, более совершенными реше-
ниями. То же относится и к типам конструкций и даже к принципам их, хотя
здесь прсцесс „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 отвечаю-
щими требованиям жизни нормативами.
Для того чтобы спроектировать новый
станок, построить опытный образец, испытать,
отладить его и на основе полученных резуль-
татов освоить производство станков новой
модели в нужном масштабе, требуются ме-
сяцы, а для особенно сложных или крупных
станков — нередко I1/,—2 года. Поэтому кон-
структор новых станков, как и других машин,
должен иметь отчетливое представление о тен-
денциях технического развития металлорежу-
щих станков вообще и станков той группы,
в которую входит проектируемая модель, в
частности. Иначе, если при проектировании но-
вого станка не учитывать этих тенденций или не отсеивать те из них, кото-
рые в капиталистических странах нередко обусловлены конкуренцией, стремле-
нием 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 эксплоатационным 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 за рубежом — с другой, не совпадают и не
могут совпадать. На конструкции отечественных станков оказывают влияние такие
факторы, которые капиталистическими станкостроительными фирмами рассматри-
ваются как второстепенные или вообще не принимаются во внимание. Это относится,
например, к элементам конструкции, имеющим целью охрану рабочего, который
будет обслуживать проектируемый станок, не только от увечий, но и о г
чрезмерного утомления. С другой стороны, на конструкцию заграничных стан-
ков сильно влияют рекламные соображения, диктуемые конкуренцией между
отдельными фирмами, борьбой за рынки для экспорта станков и т. д.; поэтому,
нап-имер, заграничные станкостроительные фирмы нередко применяют сложноле-
гированпые 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 прич. нами вызвано ничем не оправданное стремление ряда зарубеж-
ных заводов к обтекаемым формам станков нередко в ущерб их эксплоатационным
каче.тв.. а (затрудненный доступ к узлам настройки и другим механизмам станка,
Общие тенденции современного станкостроения
Фиг. 2.
6
Введение
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 высокой
производительности при условии соблюдения необходимой и доста-
точной точности и чистоты обработанной поверхности. В отно-
шении 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 величины ее рас-
пространяется на все вообще станки при только что указанном условии в отношении
точности и чистоты поверхности.
Требование возможно 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 сплавов влекут за собой столь же
непрерывное увеличение скоростей резания, а отсюда — чисел оборотов главных шпин-
делей станков. Скорости резания порядка 300—350 м/мин при фрезеровании леги-
рованных сталей, 6000—7000 м)мин при обработке легких сплавов, 200 м.мин
и выше при нарезании резьб летучим резцом (так называемый способ охватываю-
щего фрезерования), оснащенным твердосплавной пластинкой, и т. п. не являются
уже достижениями единичных заводов, как это было во время последней мировой
войны. Следствия этого:
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 турбинок
в приводе шпинделей малых шлифовальных и сверлильных станков.
То же основное требование привело к увеличению скоростей главного движе-
ния строгальных станков до 90—100 м мин.
Возросли и скорости подач. Так, при фрезеровании алюминиевых деталей для
авиастроения применялись во время войны скорости подачи стола 3800—7600 мм мин.
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
Общие тенденции современного станкостроения
7
более распространяющееся применение бесступенчатых редукторов
(вариаторов) в приводах главного движения и подач станков. Дальнейшее увеличе-
ние производительности может быть достигнуто за счет уменьшения остальных
составляющих штучного времени, т. е. полного времени, затрачиваемого на обра-
ботку одного изделия на данном станке. Для этого стараются уменьшигь:
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
стружки 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 важное значение.
Наилучшее решение ее — автоматизация работы станка, которая создает
принудительный, постоянный при данной настройке ритм работы. Иначе говоря,
после того как станку-автомату дан начальный импульс, он дальше работает
с постоянно повторяющимся одинаковым по структуре и продолжительности циклом
до тех пор, пока не будет остановлен. Не следует, однако, думать, что автомати-
зация движений узлов станка дает сокращение времени во всех без исключения
случаях; опыт показывает, например, что автоматизация возвратно-поступательного
движения 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 подобных
случаях автоматизация целесообразна, так как, во-первых, облегчает рабочему
обслуживание станка, a-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 развитая
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. Иногда автоматизируется и регулирование режима в зависимости от сопро-
тивления резанию. В копировальных станках движение инструмента по плоской
кривой или по поверхности почти любой формы совершается большей частью
вполне автоматически.
Наблюдение за исправностью действия различных устройств станка нередко
также автоматизируется; всякое нарушение сигнализируется зажиганием цветной
электролампы и т. и.
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 поточно-массового производства де-
талей машин, т. е. именно в той области, где Советскому Союзу принадлежит
зедущее место.
8
Введение
Одношпиндельный автомат 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. Иногда, впрочем, автоматизируются
применением встроенных контрольных приборов, предохранительных и сигналь-
ных устройств также и эти операции, поэтому время рабочего, обслуживающего
автомат, мало загружено, и он может
легко обслуживать несколько таких
машин. Степень использования рабочего
времени станочника, обслуживающего
одношпиндельный полуавтомат, тем
меньше, чем больше штучное время;
поэтому один рабочий может без труда
обслуживать два или несколько таких
одношпиндельных станков. Отсюда
тенденция к все более ши-
рокому применению м н о со-
шли ндельных автоматов и
полуавтоматов: в каждом шпин-
деле такого станка обрабатываются
одинаковые детали, и он заменяет та-
ким образом несколько одношпиндель-
ных автоматов. При этом рабочий
избавлен от необходимости все время
ходить от одного станка к другому,
следовательно, он меньше утомляется. Важно и то, что «-шпиндельный автомат
или полуавтомат занимает много меньше места, чем п одношпиндельных автома-
тов для той же цели. Эффект, достигаемый переходом от одношпиндельных авто-
матов и полуавтоматов к многошпиндельным, наглядно поясняется следующим при-
мером.
На фиг. 3 слева изображен двойной блок зубчатых колес. Для изготовления
190 таких блоков за восьмичасовую смену нужны были числа станков, произ-
водственные площади и количества рабочих-станочников, указанные на той же
фигуре. Следовательно, в %:
\-23 -н
Изделие
2 четырехшпиндельных
полуавтомата
50 кв.м
tрабочий.
1 нападчик(может обслу-
живать еще 2-5 станка)
боднотпин- 105квм
П 3рабочих
пол^абтоматоб 1наладчик
Q Q дельных
!30кв м
Ъ^2нь2Г ^Р^очих
□ □ станков Наладчик
DOO 28 товарных
D D 0 сгпанкоб
235 квм
28 рабочих
tналадчиц
Фиг. 3.
Число станков Площадь Количество рабочих
Токарные станки , . 100 100 100
Револьверные станки • . . . . 43 56 43
Одношпиндельные полуавтоматы . . , . . 22 4.5 11
Четырехшпиндельные полуавтоматы . . . 7 21 3,5
Для изготовления 480 малых зубчатых колес за восьмичасовую смену:
Станки Число станков Потребна^ плошадь Количество рабочих Коли- чество налад- чиков
шт. в в м- В % станоч- ников в й,
Токарные 20 100 180 100 20 100 1
Револьверные 8 40 198 по 8 40 1
Одношпг.ндельные автоматы 5 25 140 78 1 5 1
Шестишпиндельные автоматы . . . . , 1 36 20 1 5 1
Сопоставление этих цифр, показывающих, какая значительная экономия про-
изводственных площадей и, что еще важнее, рабочей силы достигается примене-
нием автоматов и полуавтоматов, особенно многошпиндельных, вполне объясняет
указанную выше тенденцию.
Общие тенденции современного станкостроения
9
Экономия площади получается обычно тем большей, чем больше число шпин-
делей станка. В пользу увеличения числа шпинделей говорит и то, что стоимость
многошпиндельного станка растет не пропорционально числу шпинделей, а не-
сколько медленнее. Однако чем больше число шпинделей автомата или полуавто-
мата, тем более осложняется его конструкция, возрастает аварийность, увели-
чивается время на наладку и затрудняется отвод стружки. Вместе с тем произво-
дительность многошпиндельного станка по ряду причин не пропорциональна при
прочих одинаковых условиях числу его шпинделей. Поэтому в каждом случае
проектирования новой модели автомата пли полуавтомата
анализу вопрос о наивыгоднейшем числе его шпинделей
в конце главы).
Стремление максимально сократить, а если возможно, то
в течение которых станок
следует подвергнуть
(см. библиографию
нить, те составляющие
с заготовки, привело
денции строить
п е р
времени,
к тем-
но л у а в то-
ii о д и ч е с к и
и полностью устра-
не снимает стружки
Фиг. 5.
Фиг. 4.
поворачивающимся м н о г о п о з и ц и о н н ы м столом, с непрерывно
вращающимся столом или барабаном, наконец, ротационные
п о л у а в т о м а т ы.
В станках карусельного и барабанного типа оси рабочих шпинделей во время
работы неподвижны, и заготовки, укрепляемые в приспособлениях на столе или
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. 4 схематически показана одновременная
черновая и чистовая обработка деталей на двухшпиндельном карусельно-фрезерном
станке (7 — черновая, 2— чистовая фреза), на фиг. 5 — обработка двумя противо-
лежащими фрезами О двух боковых плоскостей 7 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, остаегся все вце.мя на одном рабочем месте,
и станки, образующие ротационный полуавтомат, сами подходят к рабочему. Ему
остается лишь вынуть обработанную деталь из приспособления, подошедшего
к рабочему месту, и установить вместо него новую заготовку. Каждый из станков
ротационного полуавтомата независим от остальных, если он обслуживается от-
дельным двигателем (или двигателями); в подобных случаях остановка других
IO
Введение
станков машины вследствие, например, аварии не мешает ей продолжать ра-
ботать.
К числу станков непрерывного действия относятся также цепные протяжные,
бесцентровошлифовальные, лен точношлифовальные 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
карусельно-фрезерный станок модели 6С56 для фрезерования крышек блока дви-
гателя, барабанно-фрезерные станки модели 602А и др., пятишпиндельный рота-
ционный полуавтомат модели 59, верткально-сверлильный станок непрерывного
действия модели Л8, многочисленные агрегатные станки, построенные отечествен-
ными заводами, ротационные зубофрезерные, зубодолбежные, зубошевинговаль-
ные. протяжные станки. Автоматичность работы станков этих типов, высокая
производительность, отнесенная к единице площади, занимаемой станком, край-
няя простота обслуживания дают основание предвидеть дальнейшее распростра-
нение в различных отраслях отечественного машиностроения полуавтоматов
и автоматов непрерывною действия.
Резко выраженной особенноеп.ю современных станков является чрезвычайно
ш и р о к о е т; с п о л ь з о ванне и них с р е д с т в э л е к т р о техн и к и и г и-
травлики (в меньшей степени ппевмагики) 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 эксилоа гании. Применение для этой цели электри-
ческой аппаратуры позволяет автоматизировать самые сложные циклы работы
станков без осложнения механической части их. Большой приспособляемостью об-
ладает и гидрооборудование. В современном автомате или полуавтомате нередко
используются одновременно электрические, гидравлические и пневматические,
устройства. Этим объясняется все чаще высказываемое в последние годы мнение
о направлении дальнейшего развития всех вообще металлорежущих станков и
прежде всего специальных в сторону превращения их в „электростанки", в которых
все основные функции будут выполняться электроагрегатами.
Глубокое проникновение' разнообразных электрических и гидравлических
устройств в новые конструкции станков должно быть оценено как здоровое на-
правление развития, особенно если для электрификации и гидрофикации этих
машин пользоваться стандартными агрегатами и стандартной аппаратурой, которые
могут изготовляться в серийном порядке заводами-смежниками. Наглядный пример
того, какой высокий эффект в смысле упрощений конструкции станка и облег-
чения его производства на станкозаводе может быть достигнут указанными
средствами, приведен на фиг. 6—8.
На фиг. 6 изображена кинематическая схема шестишпиндельного токарного
полуавтомата модели 23-1283. Управление, всеми движениями этого полуавтомати-
ческого станка осуществлено здесь только механическими средствами — с по-
мощью зубчатых передач, муфт, барабанов с кулачками и пр., так как станок
приводится от' одного двигателя, и поэтому кинематические цени для осуществле-
ния отдельных движений связаны между собой. Насколько сложной получается
при этом конструкция сганка, нетрудно представить себе по его кинематической
схеме. На фиг. 7 изображена кинематическая схема того же полуавтомат;!, но
электрифицированного. Станок имеет здесь отдельные электродвигатели для гидро-
привода каждого супорта, для периодического поворота стола, для привода насо-
сов смазки и охлаждения, малый вспомогательный дт-.игатель, который работает
на привод шпинделей через редуктор и обгонную муфту и обеспечивает плавное
сцепление шпиндельных зубчатых колес. Чрезвычайно значительное упрощение
механической части полуавтомата, достигнутое благодаря его электрификации,
очевидно из сопоставления обеих схем. Наконец, на фиг. 8 приведена схема при-
вода гидрофццированного вертикального токарного полуавтомата, одинакового но
назначению с полуавтоматом по фиг. б, но совершенно отличного по конструкции;
Общие тенденции современного станкостроения
И
12
Введение
щения конструкции станка расчленение его
Фиг. 8.
управление циклом работы станка производится здесь с помощью электроги-
дравлических устройств, все движения супортов, рабочие и холостые, гидрофи-
цированы. Конструкция станка получается более простой, чем при чисто механи-
ческом варианте по фиг. 6, но несколько более сложной, ч<м у полуавтомата,
построенного по схеме фиг. 7.
Приведенный пример показывает, насколько целесообразно в отношении упро-
нематической схемы на независимые
цепи, каждая из которых обслужи-
вается отдельным электродвигате-
лем. Тенденция, направленная в
сторону именно таких конструктив-
ных решений, наблюдается в обла-
сти не только тяжелых станков,
которые имеют в отдельных случаях
свыше 50 электродвигателей, но и
средних и даже малых станков.
При разработке сильно электри-
фицированного варианта конструк-
ции нужно иметь в виду и то, что
чрезмерно усложненная электросхе-
ма, с многочисленными блокиров-
ками, иногда не вполне надежна в
эксплоатации. То же относится к
очень сложным гидросхемам.
В тех случаях, когда скорости
движения двух или нескольких
элементов станка должны находиться
во время выполнения операции в
строго определенном отношении,
как, например, скорости шпинделя
и супорта в резьбонарезных стан-
ках, нарезаемой заготовки и инстру-
мента в зуборезных, задача при-
вода соответствующих кинематиче-
ских цепей от отдельных двигателей
пока еще практически не разре-
шена. Однако даже и в этой обла-
сти имеются отдельные попытки ре-
шения задачи путем использования
в станке строго синхронизированных двигателей переменного тока.
Для станков новейших моделей, выпущенных в военные и послевоенные годы,
характерна тенденция все более широкого использования электрических
систем бесступенчатого регулирования скоростей привода, п р и-
мснение для автоматизации управления станками различных средств
электроники, амплидинов в приводах мощных продольно-строгальных и гори-
зонтально-расточных 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. д.
Благодаря применению в новых гидроприводах давлений до 250 — 350 ат при
производительности до 120—100 л'мин габариты гидромотора получаются малыми;
это делает удобным использование гидропривода также в малых моделях. Наблю-
дается тенденция в сторону все большего применения в станках гидромоторов
для осуществления не только прямолинейного, но и вращательного движений.
Общие тенденции современного станкостроения
13
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.
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 стерону 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 и к тому
же не всегда достигающий 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 т. п. „корпусные1* детали делают сравнительно тонкостенными,
но усиливают их системой рационально расставленных ребер жесткости; придают
сечениям деталей формы, сообразованные с расположением и направлением дей-
ствующих усилий, но без существенного увеличения площадей этих сечений; ис-
пользуют дополнительные зажимы, крепления в виде опор, кронштейнов, поддер-
жек, растяжек, двойного рукава и тому подобных деталей; по возможности умень-
шают число стыков поверхностей и т. д.
Предупреждению колебаний—вынужденных, самовозбуждающихся (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.
В некоторых быстроходных станках новых конструкций, работающих многолез-
вийным 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 со-
вершенно различных иногда по назначению станках. Сюда относятся, например,
части гидроприводов, части смазочных систем и систем для питания станка сма-
зочно-охлаждающей жидкостью, редукторы, иногда коробки скоростей, супорты,
инструментальные головки, элементы оснастки. Применение принципов узловой
конструкции машин позволяет создавать разнообразные специализированные и спе-
циальные станки на общей основе одного базового станка; благодаря унифика-
ции ряда узлов в базовом станке и его преобразованиях (модификациях) освое-
ние новых моделей чрезвычайно облегчается и требует минимального времени.
Наиболее важное принципиальное и практическое выражение указанная тен-
денция получила в станках агрегатной конструкции, которые состоят
главным образом из стандарных и нормализованных узлов и деталей с добавле-
нием в каждом отдельном случае некоторого количества специальных устройств.
Большое количество таких станков для ряда везущих отраслей отечественной
промышленности было создано Экспериментальным научно-исследовательским инсти-
14
Введение
тутом металлорежущих станков (ЭНИМС) и построено заводом „Станкоконструк-
ция“, который уже давно и далеко опередил западноевропейскую технику в этой
передовой области станкостроения. Наряду со многошпиндельными агрегатными
станками для фрезерных, расточных и сверлильных операций в последнее время
появились также токарные станки, в основе конструкции которых лежит принцип агрега-
тирования. 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 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 веса" специальных станков за счет уменьшения
относительного количества универсальных, что обусловлено массовым характером
производства в ведущих областях машиностроения;
б) создание станков, на которых выполняется несколько последова-
тельных механических операций; стремление перенести на один станок-авто-
маг 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 очень 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 удале-
ния 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 авто-
матической 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 ра-
бочий смотрит на предприятие „как на близкое и родное для него дело, в раз-
витии и в улучшении которого он кровно заинтересован" \ Одно из коренных
отличий советской системы хозяйства от капиталистической заключается в том,
что у нас „рабочий класс является хозяином страны, работающим не на капита-
листов, а на свой собственный класс" 2. Эти руководящие идеи предопределяют
резкие различия между станком отечественной модели, с одной стороны, и загра-
ничным — с другой, особенно в части системы управления, обеспечения безо-
пасности и удобства обслуживания машины, высокой производительности, ее внеш-
него вида (архитектуры, окраски). Недостаточное внимание к этим сторонам
конструкции нового станка могло бы привести к созданию принципиально по-
рочной модели, не отвечающей требованиям социалистической отечественной про-
мышленности.
1 И. Сталин, Вопросы ленинизма, изд. 10-е, 1934, стр. 185, „Беседа с первой амери-
канской рабочей делегацией”.
- И. Сталин, Вопросы ленинизма, изд. 10-е, 1934, стр. 397, „Политический отчет
Центрального Комитета XVI съезду ВКП(б)“.
Краткий обзор развития отечественного станкостроения
15
§ 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.
Даровитый, разносторонний изобретатель солдат Яков Батищев, современник
Петра I, построил 12- и 24-ствольные станки „для обтирания наружности" (т. е.
Фиг. 10.
Фиг. 9.
наружной обработки) ружейных стволов, для внутренней отделки их „шустоваль-
ными пилами" и другие станки в самом начале XVIII в., в то время, когда нигде
за рубежом многоместных станков еще не знали. Токарь Петра I, питомец
Московской школы математических и навигацких наук Андрей Константинович
Нартов (род. в 1680 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 гра-
ницей для ознакомления с постановкой механического дела, он показывал в Париже
станок своей конструкции „с держалкой", послуживший, повидимому, образцом
для подражания. Из Англии Нартов писал царю Петру: „Здесь таких токарных
мастеров, которые превзошли бы российских мастеров, не нашел, и чертежи
16
Введение
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 (снятая с натуры лауреатом Сталинской премии инж. И. А. Дру-
жинским) приведена на фиг. 9. 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. 9
с изображенным на фиг. 10 английским токарно-винторезным станком: хотя
этот станок построен в' 1785 г. (на 70 лет позднее станка Нартова), он много
примитивнее по своей конструкции и, в частности, вместо самоходного супорга
имеет простой подручник. Изучение русских станков петровского времени убе-
ждает в том, что честь изобретения самоходного металлического супорта — устрой-
ства, которое открыло новую эпоху в механической обработке металлов, при-
надлежит не англичанину Генри Модели, как это считалось до недавнего времени,
а Андрею Константиновичу Нартову, построившему такой супорт на 75 — 80 лет
раньше Модели.
Гениальный Ломоносов в середине XVIII в. изобрел сферотокарный ставок
для обработки отражательной поверхности металлических зеркал. Ряд металло-
режущих станков, в том числе цилиндросверлильный для обработки поверхностей
большого диаметра, и винторезные станки, сконструировал и построил весьма
образованный для своего времени и талантливый Лев Сабакин.
Известны имена и других созидателей отечественного станкостроения — туль-
ских рабочих и мастеров.>Алексея Сурнина, Якова Леонтьева, Степана Трегубова,
строившего „пушечные вертельни", конструктора „шлифовальных мельниц" на
Урале Никиты Бахарева, талантливого механика и конструктора станков для ору-
жейного производства, питомца Морского корпуса Павла Дмитриевича Захавы
и др.
Благодаря трудам этих пионеров русского станкостроения и многих других
самородков, 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 чугунных 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
которых свидетельствуют о высоких конструкторских дарованиях русских станко-
строителей того времени. Для примера на фиг. 11 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
сближают его с современными специальными многошпиндельными станками.
Изобретения и работы русских станкостроителей XVIII в. открывали отече-
ственному станкостроению широкий путь самобытного развития, на котором оно
легко могло опередить зарубежное станкостроение. Однако царское правительство
и буржуазия не принимали мер для развития этой важнейшей отрасли промыш-
ленности, и в дореволюционное время потребность страны в металлорежущих
станках удовлетворялась главным образом за счет ввоза их из-за границы.
До 1917 г. станки строили в России лишь несколько заводов: бр. Бромлей
в Москве, „Феникс" в Петербурге, Фельзер в Риге, Герлях и Пульст в Варшаве
и в очень небольшом количестве Брянский завод и завод Струк в Петербурге.
Изготовляли станки для собственных нужд также некоторые военные заводы.
О ничтожном масштабе внутреннего производства станков дают понятия следую-
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
Краткий обзор развития отечественного станкостроения
17
специально станкостроительного завода в царской России не было, и названные
выше предприятия строили станки лишь наряду с другими разнообразными по
номенклатуре машинами.
Несмотря на эти крайне неблагоприятные условия развития отечественного
'"> станкостроения, отдельные русские изобретатели и конструкторы в течение
всего XIX в. и начала XX в. создавали оригинальные станки и вносили усовер-
шенствования в существующие конструкции их.
В семидесятых годах прошлого столетия, когда Германия еще только присту-
пала к созданию собственной станкостроительной промышленности, не располагая
Г «ни одним станком самостоятельной конструкции, завод бр. Бромлей уже строил
' ‘продольно-строгальные станки для собственных надобностей. Завод „Феникс"
изготовлял в дореволюционное время крупные станки — весом до 115 m (7000 пуд.).
Талантливый конструктор-самородок Георгий Макарович Горохов спроектировал
«Ли построил на Брянском заводе несколько десятков станков, в том числе много
Г* станков для паровозо- и вагоностроительных цехов и
Р'' ряд других специальных станков.
Р Великая Октябрьская революция коренным образом
Vpt изменила это положение. Наряду со многими другими
ej отраслями машиностроения было создано и отечественное
станкостроение. Уже в 1931 г. завод „Красный про-
'"’члетарий" выпустил 2190 станков — почти в 24 раза
больше, чем изготовил в 1913 г. завод бр. Бромлей,
стоявший на той же территории. В 1932 г., последнем
году первой пятилетки, выпуск станков в СССР составил
19 700 шт,, т. е. больше чем в 13 раз превысил выпуск
станков в России в 1913 г. Подводя итоги осуществле-
ния 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 в 1941 г.
450°;0 по отношению к числу станкозаводов в 1932 г.
росли масштабы выпуска станков (см. диаграмму на
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 заводов средней мощности по производству шлифоваль-
ных, зуборезных, продольно-строгальных станков, карусельных, расточных и
станков-автоматов".
Непрерывно и быстро
фиг. 12, количество
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
немцами в Белоруссии и на Украине, на Востоке вырос ряд новых станкострои-
тельных заводов, и к настоящему 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
взятые заводы царской России за весь 1913 г.
Закон о пятилетием плане восстановления и развития народного хозяйства СССР
на 1946 —1950 гг. предусматривает дальнейший значительный рост советского
2 Ачеркан Н. С. 565
Гыблиотека
[ЗгЭйвйоаввснмг с V.
18
Введение
станкостроения: в 1950 г. должно быть выпущено 74 000 металлорежущих стан-
ков, в том числе 12 300 агрегатных и специальных. Парк станков СССР должен
возрасти к концу послевоенной сталинской пятилетки не меньше чем в 14 раз по
сравнению с парком 1928 г. Уже в 1948 г. стало ясным, что намеченный законом
план развития будет выполнен досрочно.
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 назна-
чения, выпущенного в 1933 г., а тем более в 1948 г. За годы, прошедшие после
Великой Октябрьской революции, металлорежущие станки отечественного произ-
водства по типам конструкции, техническим и экономическим показателям изме-
нились коренным образом. Совершенно изменилась и структура типажа станков,
выпускаемых нашей промышленностью.
В производстве станков дореволюционной России господствующее положение
занимали простейшие станки общего назначения (универсальные): токарные,
сверлильные, 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 на-
столько развита, что организация внутреннего производства более сложных
станков общего назначения, например револьверных, токарных полуавтоматов и
автоматов, зуборезных полуавтоматов и т. п., а также специальных станков для
некоторых отраслей промышленности была бы вполне своевременной. В своем
„Курсе механической технологии", изданном в 1905 г., почти полвека тому назад,
профессор Петербургского 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, предназна-
чаемых для очень узкого круга операций, но зато исполняющих их безукоризненно.
Наше время — время специальных станков". Однако эти специальные станки
русские дореволюционные заводы строили в таком ничтожном количестве, что их
выпуск не влиял на общий характер оборудования русской машиностроительной
промышленности.
За годы советской власти неизмеримо поднялся технический уровень станков
отечественного производства. Значительно увеличились скорости главного движе-
ния и подач, диапазоны регулирования этих скоростей, мощности станков; так,
например, только за четырехлетний период с 1933 по 1937 г. средняя мощность
наших новых моделей станков повысилась с 5,3 до 11 л. с., т. е. более чем
вдвое. Привод от трансмиссии полностью вытеснен в советских моделях индиви-
дуальным приводом от отдельного электродвигателя, ступенчатые шкивы — короб-
кой скоростей или вынесенным в тумбу редуктором. В 1932 г. заводом „Красный
пролетарий" был изготовлен первый опытный револьверный станок для завода
им. С. Орджоникидзе, в 1933 г. были выпущены первые зубофрезерные станки
и одношпиндельные токарные прутковые автоматы. В 1934 г. в Экспериментально:.!
научно-исследовательском институте металлорежущих станков (ЭНИМС) под руко-
водством главного конструктора, ныне члена-корр. АН СССР докт. техн, наук
В. И. Дикушина были спроектированы стандартные головки мощностью 5 и 10 л. с.
Они были первыми в Европе стандартными узлами для многошпиндельных свер-
лильно-расточных автоматических станков. В 1935—1936 гг. в Союзе был начат
серийный выпуск четырехшпиндельных автоматов модели 123, полуавтоматов
модели 116, тяжелых токарно-винторезных станков модели ДИП-500 (1Д65), про-
дольно-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,
Краткий обзор развития отечественного станкостроения
19
что многие технологические процессы, широко применяемые в настоящее время,
тогда еще не были известны. Для примера можно назвать автоматы и полуавто-
маты самого разнообразного назначения, в том числе токарные, фрезерные, зубо-
резные и многие другие, многошпиндельные агрегатные станки (например 70-шпин-
дельный станок модели Б67А, 68-шпиндельный портальный модели ЛБ51 и др.)
конструкции ЭНИМС, копировально-фрезерные системы Т. Н. Соколова (конструк-
торы— лауреаты Сталинской премии канд. техн, наук Т. Н. Соколов и
инж. И. А. Дружинский), алмазно-токарные, хонинговочные, притирочные, резьбо-
шлифовальные 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 спе-
циализированный и специальные станки. В настоящее время уже не существует
таких металлорежущих станков, которые не могли бы быть спроектированы и по-
строены в Советском 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 стачках имеют работы Экспериментального института металлорежущих станков —
ЭНИМС, созданного в 1933 г. на базе Научно-исследовательского института стан-
ков и инструментов и Центрального конструкторского бюро Станкообъединения.
Располагая рядом специализированных конструкторских бюро и лабораторий,
в которых работают кадры высококвалифицированных исследователей и конструк-
торов, а также заводом опытных конструкций, ЭНИМС за сравнительно корот-
кое время своего существования выполнил огромное количество научно-исследо-
вательских работ. Тематика их охватывает вопросы автоматизации станков
и станочных линий, агрегатирования, гидро- и электрооборудования, динамики
станков, стандартизации, материаловедения (применительно к станкам1; различные
вопросы конструкции отдельных типов станков — токарных, фрезерных, строгаль-
ных, протяжных, шлифовальных, зуборезных и др.; конструкции отдельных меха-
низмов и узлов, вопросы типажа и многие другие. При всем разнообразии тема-
тики работ ЭНИМС все они объединены общей целью — сделать станки советской
конструкции и советского производства лучшими станками в мире, наиболее произ-
водительными, экономичными в изготовлении и в эксплоатации, наиболее удобными
и легкими для обслуживания рабочими.
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, в деле раз-
вития науки о станках, усовершенствования конструкций станков, технологии
производства и использования их. Многие работы, выполненные лабораториями
заводов Министерства станкостроения СССР и заводов других министерств, сыграли
большую роль в деле развития отечественного станкостроения и создания пауки
о станках. В той же работе участвуют также многие высшие технические учебные
заведения нашей страны, в которых имеется станкостроительная специальность:
Московский станкоинструментальный институт им. И. В. Сталина, Московское
высшее техническое училище им. Баумана, Ленинградский политехнический инсти-
тут им. М. И. Калинина, Киевский политехнический институт, Харьковский техно-
логический институт, Одесский политехнический институт и некоторые другие.
Перечисление хотя бы важнейших из многочисленных работ, выполненных
коллективами ЭНИМС и других названных институтов и лабораторий и отдель-
ными научными работниками нашей страны (а тем более, хотя бы краткое изло-
жение сущности этих работ), заняло бы слишком много места. Поэтому мы выну-
ждены ограничиться здесь упоминанием лишь немногих работ. Однако даже весьма
краткий дальнейший, перечень в котором отсутствуют очень многие серьезные
научные работы, дает представление о размахе научного исследования в области
20
Введение
станков, проводимого в Советском Союзе и далеко превосходящего все то, что
делается в той же области во всех вместе взятых капиталистических странах.
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-станко-
строителей. Подробное развитие получили в трудах проф. Г. М. Головина вопросы
настройки винторезных, делительных и диференциальных цепей, вопросы, связан-
ные с настройкой делительных головок в различных случаях использования их,
с настройкой затыловочных станков и т. д. Здесь следует особенно отметить
статью проф. Г. М. Головина „О едином законе, управляющем современными меха-
низмами", опубликованную в сборнике „Станки", изданном в 1933 г. Станкообь-
единением, статью „Методика изобретательства на базе исследования уравнений
баланса", напечатанную в 1937 г. в „Трудах Московского станкоинструменталь-
ного института", и курс лекций по кинематике станков, изданный МВТУ им. Бау-
мана в 1946 г.
Принципиальные вопросы проектирования станков получили освещение в ряде
статей лауреата Сталинской премии чл.-корр. АН СССР проф. В. И. Дикушина
(см., например, его статью „О нормативах в станкостроении в военное время",
журнал „Станки и инструмент" № 1, 1942, и доклад на Всесоюзной конференции
1943 г. по станкостроению, опубликованный в „Трудах Всесоюзной конференции
по станкостроению", том 2, изд. 1946 г.).
В области исследования основных вопросов теории автоматизированных стан-
ков следует отметить многочисленные статьи проф., д-ра. техн, наук Г. А. Шау-
мяна и в особенности его труд „Основы теории проектирования станков-автома-
тов", первое издание которого было удостоено Сталинской премии. Вопросам
автоматизации станков посвящен ряд исследований ЭНИМС, а также монография
„Токарные автоматы и полуавтоматы (одношпиндельные)“ проф. Б. Л. Богуслав-
ского, изданная в 1948 г.
Различным вопросам динамического расчета станков посвящены работы проф.,
д-ра. техн, наук Д. Н. Решетова, которому принадлежит создание общего метода
расчета деталей станков на долговечность (1942—1943 гг.), а также уточненных
методов расчета шпинделей (монография „Расчет валов (шпинделей) с учетом
упругого 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.),
зажимных устройств („Станки и инструмент", 1942 г.).
Канд. техн, наук, доц. Н. В. Игнатьевым разработан в 1937 г. изящный и прак-
; ччески 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., докт. техн, наук К. П. Никифорову.
Из исследований, относящихся к жесткости станков, необходимо отметить
прежде всего основной труд инж. К. В. Вотинова „Жесткость станков", опубли-
кованный в 1940 г., выполненные в ЭНИМС работы канд. техн, наук
X. М. Еникеева, канд. тех. наук А. Н. Огринчука и инж. Е. Г. Алексеева, и ряд
работ, выполненных проф., д-ром техн, наук А. И. Соколовским („Жесткость
в технологии машиностроения", 1946 г.), его сотрудниками и учениками в Ленин-
градском политехническом институте.
Вопросам вибраций станков посвящены имеющая крупное научное значение
докторская диссертация проф., д-ра. техн, наук А. И. Каширина и его же моно-
графия „Исследование вибраций при резании металлов" (изд. АН СССР 1944),
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 обла-
сти гидрофикации станков проф., д-ром техн, наук Т. М. Баштой, инж. И. 3. Зай-
Основные проблемы при проектировании станков
21
ченко, лауреатом Сталинской премии канд. техн, наук Г. И. Каменецким, канд.
техн, наук, доц. В. В. Ермаковым, проф., д-ром. техн, наук Е. М. Хаймовичем и др.
Огромное значение для углубления наших знаний о станках и дальнейшего
развития теории станков имеет опыт эксплоатации многочисленных новых моделей
станков, спроектированных конструкторскими бюро ЭНИМС, станкозагодов МСС
и некоторых заводов других министерств и построенных на отечественных
заводах.
Необходимо, наконец, 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 заключающий много материала по истории дореволюционного рус-
ского 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 века Андрее Константиновиче Нартове и Якове Батищеве.
Большие успехи нашего станкостроения были отмечены постановлениями Партии
и Правительства, наградившего наиболее заслуженных работников станкостроения
орденами и медалями. Ряду конструкторов, технологов, рабочих-скоростников
научных работников присвоено высокое звание лауреата Сталинской премии.
§ 3. ОСНОВНЫЕ ПРОБЛЕМЫ ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ СТАНКОВ В СВЕТЕ ЗАДАЧ
СОЦИАЛИСТИЧЕСКОЙ СОВЕТСКОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Основные задачи, которые должны быть разрешены станкостроительной про-
мышленное! ыо СССР в течение ближайшего времени, установлены Законом
о пятилетием плане восстановления и развития народного хозяйства СССР
па194(>—50 it. Закон предписывает освоение новых, технически более совершен-
ных видов машин высокой производительности — многошпиндельных агрегатных
сIанкон, станков-автоматов; обеспечение стандартизации деталей п узлов при вос-
становлении производства и освоении новых типов машин; широкое использование
передовых методов производства в машиностроении, особенно методов массово-
поточного производства; внедрение автоматических поточных линий и агрегатных
станков, расширение производства тяжелых станков, агрегатных и специальных
станков. В Законе указывается также важное значение автоматического управле-
ния и контроля.
Эти предписания закона ставят перед конструктором станков ряд проблем,
связанных с задачей создания высокопроизводительного оборудования для совет-
ского народного хозяйства. Возможные пути решения этой задачи сводятся к сле-
дующему.
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 эксплоатационпых
показателей. При условии систематического проведения этой работы существую-
щие модели можно сохранять на дооаючно высоком техническом уровне в тече-
ние длительного времени.
Как это следует из сказанного выше, модерни.ащию станков нужно вести
в направлениях увеличения быстроходное)и, 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-
Введение
бождения рабочей силы, особенно квалифицированной; понижения трудоемкости
станка; экономии материалов.
в) Создание новых моделей станков путем видоизменен nil
основной модели, освоенной и изготовляемой в серийном порядке (моди-
фикаци-и базовых моделей). Этим способом могут быть созданы станки
как общего назначения, так и специализированные, причем благодаря использова-
нию ряда узлов и деталей основного станка освоение новых моделей требует
значительно меньшего времени, нежели 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 9О°/о, что чрезвычайно облегчает производство
всех станков одного ряда. Для пояснения этого на фиг. 13—15 изображены для
примера круглошлифовальный станок основной модели 315 (фиг. 13) и два
видоизменения этого станка. Модель ЗБ15 (фиг. 14) отличается от основной лишь
большей длиной шлифования, и поэтому все механизмы его те же, что в модели
315. На модели ЗВ15 (фиг. 15) можно в отличие от двух предыдущих шлифо-
вать детали также по способу врезания; кроме того, она сконструирована для
работы по полуавтоматическому циклу и поэтому заключает некоторое число меха-
низмов и устройств, отсутствующих в моделях 315 и ЗБ15.
Иногда новый специализированный станок с областью использования,
суженной соответственно его назначению (операционные станки), можно полу-
чить 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 сочетания узлов, стандартизован-
ных (ГОСТ) или нормализованных (нормали, общие для станкостроения или заводские)
в виде размерных рядов по признаку функций, выполняемых узлом в станке. Эю
позволяет использовать одни и те же узлы в станках различных групп, например
в токарных и фрезерных. Применение принципов узлового конструирования не
связывает конструктора необходимостью придерживаться определенной основной
модели, позволяет значительно сократить сроки освоения новых станков и создает
предпосылки для централизации производства многих частей станков.
г) Возможно широкое использование принципов агрегатирова-
ния при создании новых специальных станков-полуавтоматов и автоматов, в пер-
вую очередь для массового и крупносерийного производства. Опыт отечественного
станкостроения в области создания станков агрегатной конструкции, далеко
опередившего в этой области западноевропейскую промышленность, подтверждает
большие преимущества этого пути.
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,
что является предпосылкой для автоматизации работы групп и линий станков и
целых машиностроительных цехов.
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.
Основные проблемы при проектировании станков
93
Пуск и остановка стола / Ручное перемещение стола |
Регулировка скорости стола Подачи шлисроВального круга
Фиг. 14.
24
Введение
д) При использовании всех перечисленных путей для создания станков новых
моделей следует широко применять электрическое и гидравлическое
оборудование. Во вновь проектируемых моделях нужно внедрять электро-
двигатели, позволяющие бесступенчато регулировать скорости главного движения
и подач, в частности: группы машин с вращающимися преобразователями тока;
высокочастотные двигатели в быстроходных станках; многоскоростные асинхронные
двигатели в тех случаях, где применение такого двигателя позволяет существенно
упростить коробку скоростей или полностью устранить ее вследствие того, что
для регулирования скоростей достаточен этот электродвигатель; встроенные двига-
тели; электрическую, в том числе и электронно-ионную аппаратуру управления.
Конструктор должен, однако, учитывать увеличение габаритов машины при при-
менении вместо нормального короткозамкнутого односкоростного двигателя других
систем электрического привода. При этом следует учитывать также экономический
эффект и легкость переналадки и ремонта.
Фиг. 15.
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 гидроавтоматики и гидропроводов возвратно-поступатель-
ного движения и дальнейшая стандартизация узлов гидросистем необходимы для
повышения эксплоатационных качеств станков новых моделей.
е) Серьезное внимание при разработке новых конструкций должно уделяться
задачам экономии черных и цветных металлов, упрощения механи-
ческой обработки и сборки, удобства обслуживания, легкости и
удешевления ремонта.
ж) Большой ряд задач возникает, наконец, в связи с созданием тяжелых
станков отечественной конструкции для таких отраслей машиностроения, как
Выбор и обоснование конструкции станка
25
энергетическая, металлургическая, горнорудная, судостроительная, некоторые спе-
циальные.
и) Особое внимание при проектировании станков для нашей социалистической
промышленности нужно уделять вопросам техники безопасности и
уменьшения физической и нервной утомляемости рабочего и
наладчика, обслуживающих станок (подробнее об этом см. стр. 641 и сл.).
Для успешного решения задач, поставленных Законом о пятилетием плане
восстановления и развития народного хозяйства СССР на 1946 —1950 гг. и даль-
нейших задач необходимо будет пользоваться результатами исследовательских работ
в области науки останках, работ, которые развернуты в СССР в масштабе, далеко
превосходящем все, что делается по этой части за рубежом.
§ 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 бьпь видоизменением (модификацией) станка общего назначения, специализиро-
ванным или узко специальным, одно- или многошпиндельным, одно- или многоин-
струментпым, одно- или многооиерационным, с вертикальными, горизонтальными
или наклонными шпинделями, насколько далеко он должен быть автоматизирован.
Исходное задание, на основе которого конструктор должен проектирован,
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 техни-
ческими условиями на ее изготовление. Наименее определенным является произ-
водственное 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 промышлен-
ности 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-
ных моделей — оказывает влияние на выбор типа конструкции и самой конструкции
также при проектировании специализированных и даже специальных станков, осо-
бенно при коротких сроках освоения новой машины.
Из числа других факторов, влияющих на выбор, важнейшими являются,
а) форма поверхности, подлежащей обработке (плоскость круговой цилиндр или
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 обрабо-
танной поверхности; ж) характер и количество снимаемой стружки; и) соотноше-
ние между машинным временем и вспомогательным, необходимым для зажима заго-
товки и для смены затупившегося инструмента; к) характер производства (мелко-,
средне-, крупносерийное, массовое, поточно-массовое полуавгоматизлровашюе,
поточно-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 слишком
много места и времени. Общие указания вытекают из предыдущего и частично
даны в последующих главах.
Окончательный выбор конструкции следует производить на основе сравнения
эксплоатацмонных и технологических показателей, а также стоимости сопоставляе-
26
Введение
мых вариантов. Общепринятой стандартной системы таких показателей до сих пор
не существует. Основными являются следующие:
А. Эксплоатационные показатели:
а) производительность; • _
б) точность работы; ...
в) степень чистоты обработанной поверхности;
г) надежность работы; .
д) удобство обслуживания;
е) степень сложности и затраты времени на переналадки;
ж) степень сложности изготовления, а также заточки или правки режущего
инструмента и его стоимость;
з) к. п. д. станка;
и) габариты станка;
к) степень сложности ремонта;
л) стоимость станка;
м) техника безопасности и отвод стружки. . .
Б. Технологические показатели:
а) Производительность станка в единицу времени принято определять для
обдирочных станков весом снимаемой стружки (кг'мин, кг/час), для чистовых и
отделочных — площадью обработанной поверхности (см21мин, м21час и т. д.), для
автоматов и полуавтоматов—количеством обрабатываемых или изготовляемых
деталей (шт/мин, шт/час) либо иногда обратной величиной, например для зубооб-
рабатывающих полуавтоматов — временем, затрачиваемьпм на обработку одного
зуба (сек/зуб).
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 работы станка имеет важное значение во всех случаях,
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 автоматической
линии поточно-массового производства, показатель надежности приобретает по
понятным причинам решающее значение.
д) Удобство обслуживания станка имеет в наших условиях чрезвы-
чайно важное значение; поэтому одной из наиболее характерных черт конструкции
новых отечественных станков должна быть возможно далеко идущая автоматизация.
Облегчая труд рабочего-станочника и предохраняя его от утомления, автоматиза-
ция вместе с тем ведет к повышению производительности станка, особенно когда
вспомогательное время на ручное управление им составляет существенную долю
машинного времени.
з) Коэфициент полезного действия станка как машины-орудия
в обычном понимании этого термина позволяет судить о количестве энергии, теряе-
мой в процессе работы станка. Следовательно, этот показатель имеет при прочих
одинаковых условиях тем большее значение, чем больше мощность станка.
и) Габариты станка и относящихся к нему устройств (электрооборудование,
стойки для прутков, конвейер и т. п.), имеют понятное значение с точки зрения
использования производственных площадей. Высота станка имеет в этом смысле
меньшее значение, если исключить станки, которые требуют увеличенной высоты
цеха. Поэтому вертикальные модели заслуживают предпочтения перед горизонталь-
ными, если по остальным показателям те и другие равноценны.
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
Выбор и обоснование конструкции станка
с увеличением площади, занимаемой станком, растут и эксплоатационные рас-
ходы.
Важными показателями являются трудоемкость и стоимость станка, а также
степень сложности его ремонта и переналадки.
Для опенки конструкции новой модели имеет значение также ее архитеюура —
пропорции, гармоничность форм, оформление наружных поверхностей и т. и. Уде-
ляя серьезное внимание этой стороне проекта, не следует, однако, в стремлении
к красивой архитектуре жертвовать другими экенлоатационпыми показателями
станка.
К числу технологических показателей конструкции относятся сложность се
деталей, повторяемость их, требуемая точность, степень использования стандартов
и нормалей, степень унификации конструкции с прежде освоенными моделями п т. д.
Эти показатели подробно рассматриваются в курсе „Технология машиностроения''.
Здесь уместно лишь отметить, 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 др.).
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
1. Резолюции XVIII Сьезда ВКП(б), 19.39 I.
2. Закон о пятилетием плане восстановления и развития народного хозяйства СССР на
1946—1950 гг.
3. Труды Всесоюзной конференции по станкостроению, т. II. Машгиз, 1946.
4. Брит кин А. С., Нартов А. К. —выдающийся машиностроитель XVIII сто.тепгл.
Машги<, 1949.
5. Данилевский В. В., Русская техника, гл. ill и IV, Л. 1917 (l-oe пи.) или 1 *J 1S. (2-о-
изд. .
6. Данилевский В. В., О твор к-стз-' \ ратьских техников-пова ы;ров во время Отеч-'-
ствепной войны 1612 г., „Известия Ааатемии Наук СССР. Отделение технических
наук" .Mil, 19 16.
7. Дружинский И. А.,Первые русские копировали! т-токариые шапки, сб. ,,Счеты.in-
зироваиные станки в машиностроении", Маш, из, 1949.
8. О м а р о в с к и й А.. Советское станкостроение и его роль в индустриали -..mini crpai.ii.
изд. Академии общественных наук при ЦК ВКП(б), М. 1945.
9. Развитие советского станкостроения. „(ланки и инструмент" № 9 и 10/11 1946.
10. Д и к у in и н В. И., Основные задачи коне трук 1 ороз-с, анкост роителей в ipeineii пят-
лстке, „Станки и инструмент" № 7, 1940.
И. Зхзанов Г. И., Агрегатньг' стшки. Машгиз, 1948.
12. Шаумян Г. А., Основы теории проектирования станков-автоматов, ‘2-ое нет., М.аш-
I из, 1949.
13. Бородачев Н. А., Количественные критерии технологичности конструкций, „Обие е
машиностроение" № 3, I'.M I.
14. Глейзер Л,, Измерители iе.хнологпчпости конструкций станков, „Вест к техниче-
ской информации Н. К. танкостроения СССР" № э, 1945.
15. Б ы б ы in е в В. Т. и Андреев В. П., Основные задачи в области электрификации
меча.тлорежуших станков, „Станки и инструмент" А- 9 и 10 11, 1040.
16. Эрлих Л. Б., Применение шконов подобия к нроектиоованию станков, „Станки
и инсгрумс'нт “, № 10/11, 1911.
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 материала, 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 крепления его 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, фрезеро-
вание, 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 следует руководствоваться 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 по 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 постоян-
ной скоростью резания v и с постоянной подачей $, если бы режущий инструмент
станка оставался неизменным по материалу и форме, а материал заготовок
вполне однородным по своим физико-механическим качествам. Практически,
однако, некоторые колебании последних неизбежны (материал с различных заводов
и разных плавок). Иногда приходится менять марку стали или твердого сплава,
из которого изготовлен инструмент. Поэтому при проектировании даже одноцеле•
вого станка нужно предусмотреть возможность выполнения на нем одной и той же
Ряды чисел оборотов шпинделей станков
29
операции с различными скоростями резания и подачами; они ограничены, впрочем,
в подобных случаях сравнительно узкими пределами итах и ymln, smax и smin- Для
специального многоинструментного станка, выполняющего различные операции на
одной и той же детали, предельные значения v и s определяются для каждой из
операций. В зависимости от характера последних они устанавливаются либо по
формулам, таблицам и пр., либо экспериментально, 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=Fx (а, Ь, с, . . .) и подачи s = Fa (р, 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 утах и цт1п,
•s’max и хт1п. Установить такие комбинации переменных факторов, которые даюг
предельные значения v и s, легко 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 цтах и nmin,
Л’тах 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 эксплоатации моделей, но
непременно с учетом развития скоростных методов обработки резанием и пер-
спектив дальнейшего совершенствования режущего инструмента. Ошибки, возможные
при таком выборе пределов v 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. 274, фиг. 281 и 282).
§ 6. РЯДЫ ЧИСЕЛ ОБОРОТОВ ШПИНДЕЛЕЙ СТАНКОВ
Для станков с вращательным главным движением найденные тем или другим
способом предельные скорости резания -Утах и позволяют определить необхо-
димые предельные числа оборотов1 /ггаах и nmin главного шпинделя проектиру-
емого станка, если известны наибольший и наименьший диаметры резания т/тах и
rfm(n в мм, по формулам
«max
1000 . Vinln
У mln —
‘"max
(6.1)
1000 • Утах
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 утах в действительных условиях использования станка. Аналогичное
ограничение касается и rftnax. При проектировании станков для разнообразных работ
может понадобиться вычислить несколько комбинаций -уотах и dmin, fmin и rf„,ax,
чтобы определить предельные п. ЭНИМС принимает среднее расчетное значе-
Отношение найденных таким образом предельных значений п
л,,,.,..
(6.2)
“min
называется диапазоном регулирования чисел оборотов шпинделя,
1 Здесь и в дальнейшем термин „число оборотов" применяется вместо „число оборотов
в минуту" в соответствии с общепринятой практикой.
30
Определение основных характеристик станка
или короче д и а п а з о н о м регулирования оборотов. Как видно из фор-
мул (6. 1)
п v d \
“max __ max max
п min ^min ^min I
или иначе |
= )
v d
если обозначить --*=/? и
7» и Л u
min min
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 больше, 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-
к 1030 v
ния v, которой соответствует число оборотов шпинделя /г=--—, следовало бы
построить привод станка таким образом, чтобы он позволял сообщать шпинделю все
числа оборотов я,, отвечающие всем возможным комбинациям и и d. Проектируя
станок общего назначения, нужно иметь в виду, что при эксплоатации его могут
встретиться любые значения v и d внутри установленных границ г/тах. .. i^min
и dmax . .. c'min’, поэтому для наилучшего использования такого станка следовало бы
обеспечить возможность установки любого числа оборотов шпинделя в пределах
между итах и //.„in. Такое бесступенчатое (плавное, непрерывное)
регулирование оборотов шпинделя достигается применением соответствующей системы
привода—механического, электрического или гидравлического (см. гл. VIII).
В последние годы наблюдается ясно выраженная тенденция в сторону все более
широкого применения бесступенчатых приводов (редукторов, вариаторов) не только
в цепи главного движения станков, но и в цепи подач, непрерывное регулирование
которых имеет для производительности станка не менее, а иногда значительно
более важное значение (шлифовальные станки), чем бесступенчатое регулирование
чисел оборотов шпинделя.
Однако быстрому внедрению систем бесступенчатого привода пока еще пре-
пятствуют различные причины (см. § 41). 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 i7min и wmax, которое было бы наи-
выгоднейшим в эксплоатационном отношении. Эта задача была в свое время решена
русским академиком А. В. Гадолиным (см. ниже) на основе следующих сообра-
жений.
Зависимость
W м!мин> (ь-4)
где d— в мм, или также
v = r.du м мин, (6.5)
если диаметр d выразить в м, в системе прямоугольных координат (d, v) при
каждом определенном значении числа оборотов п, т. е. при каждом «у = const,
изображается, как известно, прямой, прокодящей через начало координат (лучом)
и наклоненной к оси абсцисс под углом a;-=arctg (гн). Следовательно, чем
Ряды чисел оборотов шпинделей станков
31
больше tij, тем круче относительно оси d расположен луч, соответствующий этому
числу оборотов. Совокупность значений п± - /Zmin, nz = итах изобра-
жается таким образом в принятой системе координат пучком лучей п2, . . пг
(фиг. 16).
Пусть на станке, шпиндель которого может вращаться с числами оборотов /?1г
//,, . . ., пг, требуется выполнить операцию, при которой диаметр резания (рабо-
чий диаметр) равен d м (точка С на фиг. 16), причем желаемая скорость резания
равна v м’мин (точка F). Чтобы обеспечить эту скорость, необходимо располагать
числом оборотов шпинделя /г = ~ (пунктирный луч на фиг. 16). Так как ряд
оборотов шпинделя — ступенчатый, то, как правило, требуемого числа оборотов полу-
чить на станке нельзя; приходится
поэтому воспользоваться одним из
ближайших к п чисел оборотов —
большим числом И] или меньшим
iij-v В первом случае скорость
резания будет Vj~>v, во втором
Если в качестве v вы-
брано наибольшее значение ско-
рости резания, допускаемое
совокупностью условий обработки
и, в частности, стойкостью инстру-
мента, то необходимо установить
число оборотов шпинделя /zy _1</z,
т. е. ограничиться скоростью реза-
ния тк _р С этим связано умень-
шение скорости резания по сра-
внению с желаемой, короче — поте-
ря (т»— ^ -1) скорости резания, изо-
бражающаяся на фиг. 16 отрезком
скорости резания
АВ. Соответствующая относительная потеря
V - V : 1 A R V — V
Sv =------или в процентах Ди —-----------------------100°/„.
V AC v
(6.6)
Так как v = r.d п и Vj_.\ = zrd то
Дц=-------- ;1 = 1--------- или в процентах Дг/ (^1------------Ю0%. (ОД)
Отсюда видно, что относительная потеря скорости резания тем меньше, чем меньше
”/—1
отношение —. В пределе, когда п приближается к tij (т. е. V приближается к vj),
оставаясь меньше его (на фиг. 16 — когда А стремится к А'), относительная
потеря i\d скорости резания стремится к своему наибольшему значению:
Д^шах == 1-------— или Д-Уп1ах = (1----------100%. (6.8)
tij \ Ilj ,
Для различных интервалов ряда оборотов шпинделя п2), (п2, /?3), . . ..
%-1, «г) значения Д^шах будут, вообще говоря, различны:
Л , «1 . . П‘> . , ПХ-1
“^(1—2) шах — 1----~ > Д^|2—3)шах — 1 ~~ ',- Ду(е—1,г) max — 1 /}
или короче
Ду(/_1,л „ах = 1 — —, где j = 2, 3, . . . ,z. (6.9)
32
Определение основных характеристик станка
Станок будет эксплоатационно равноценен в отношении наибольших возможных 1
потерь скорости резания во всем диапазоне выполняемых им работ при условии, ।
если .
п, ,
max = 1---------- = COHSt, , (6.10)
"/
независимо от значения /. Следовательно, для этого должно быть
и/-1 .
—-— = 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 itd • п • s = 1000V'S мм2)мин (точение, сверление) или п. s =
==-^5©.s MMjMUH (фрезерование), где s— подача в мм1об шпинделя. Следовательно,
при неизменной подаче эта производительность для заданного диаметра обработки
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 (лг-_х, лу.) чисел оборотов шпинделя.
Так как при принятой нумерации чисел оборотов (см. фиг. 16) л_1<Лу, то,
обозначая
где всегда © = const>l, получаем условие постоянства Avmax:
«У=П/-1-Т> (6.12)
г. е. для j — 2,3, . . z:
п2 ~ ni ’ ?! пз = п2 ' ? — ni" ; пз • ? — ni • ?3, • • • (6.13)
или короче " '
rij = = th • (6.14)
Для последнего члена ряда оборотов - ' •. . -
с
, = «!• " (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 (/гъ л2), (д2, я,), . . ., (лг-1, пг) в том случае,
если эти числа оборотов образуют геометрическую прогрессию (фиг. 17).
При всякой другой структуре ряда оборотов шпинделя ~~~ ¥= const, следова-
тельно, и Дит;1х const.
До последнего 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 гг.), 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
Ряды чисел оборотов шпинделей станков
33
напечатан в „Известиях Санктпетербургского практического технологического ин-
ститута" за 1877 г. (стр. 129—159). Таким образом приоритет русской науки
в установлении одного из важнейших положений теории привода станков совер-
шенно 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 эксплоатационного, так и конструктивного характера.
Так как относительная потеря скорости резания лежит в пределах межд>
Дг>шш= 0 (на Фиг- 16—когда точка А совпадает с А' или В) и
п 1— 1 - 1 ф — 1 ф — 1
Д^шах = 1-----= 1 - — = или Д^шах = 100%, (6.16)
то ввиду равной вероятности всех значений До в этих пределах в качестве харак-
теристики ряда оборотов в отношении потерь скорости можно принять среднее
значение:
bvcp = -у Д^ши = - ~ - или Дг>гр= iTy-. 100%. (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 знаменателя <р этого ряда.
Тот же вывод о необходимости геометрической структуры рядов оборотов
шпинделей получается, если для характеристики потери скорости исходить из
nj_A + nj
среднего значения п для каждого из интервалов, т. е. п——-—--------— , как это
было предложено в 1946 г. для рядов подач Л. В. Эрлихом. В таком случае
средняя относительная потеря скорости резания, характеризующая интервал («/-i,
Uj}, будет согласно (6.7):
3 Дчсркан Н. С. 565
34
Определение основных характеристик станка
и из условия A v = const следует попрежнему л,- = л7-_1 const = rij-y • ср. При таком
способе характеристики потери скорости резания
Ди = -?=L
Vcp 94-1
или в процентах
Д^ = -^Г 1ОО°/о- (6.17 6)
Из формулы (6. 15), которая может быть написана также в форме
п пг г-1 Rn = • = ? I (6.18)
следует: Z—1 / ~ (6-19)
и
или также ад м II II е*| С 9- О' Э- м ад е«о — ~ ~+ 4- II II ь» ь» 1 (6.20)
Число z ступеней скорости шпинделя, вычисленное по одной из этих формул,
должно быть, разумеется, округлено до ближайшего целого значения. В результате
этого диапазон регулирования — срг-1 несколько изменяется (в отношении мень-
шем, чем ср) вверх или вниз.
Знаменатели ср 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 (6. 16) следует:
-100= 50 "«и (^1) “(1-v) “4-
\ т / шах 4 т / max х т ' шах
т. е. <ртах = 2. Кроме того, <р> 1 (ряд лх, п2, .. ., пг — возрастающий). Таким
образом должно быть
1 < <Р < 2. (6.21)
В действительности в настоящее время станкостроение СССР и некоторых
других стран ограничивает выбор ср лишь немногими числовыми значениями. Такое
ограничение выбора <р было обусловлено стремлением стандартизовать ряды
чисел оборотов главных шпинделей металлорежущих станков.
Стандартизация рядов чисел п оборотов шпинделей, а также и рядов подач а
приводит к большим удобствам в эксплоатационном 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 а и этим
упростить и облегчить нормирование станочных работ, предварительную кальку-
ляцию, подготовку производства и пр. Стандартизация л и а сильно упрощает и
облегчает расчеты приводов главного движения и подач при проектированиии
станков.
Стандартные значения знаменателя <р рядов чисел оборотов шпин-
делей были выбраны на основании следующих двух соображений:
1. Так как в главном приводе станков нередко используются двухскоростные
електродвигатели трехфазного тока, у которых отношение синхронных чисел обо-
Ряды чисел оборотов шпинделей станков
35
О / 3600 \
ротов равно 2 I пС11НХр —------, где р—число пар полюсов), например,
? Е
3000/1 500 или 1 500/750, то необходимо, чтобы <р = ]/2, где Е—целое число1.
Действительно, в геометрическом ряду чисел оборотов шпинделя станка с приводом
указанного типа
И), п2,..., пк , . . . , nq,. .., пг (6.22)
(знаменатель равен <р) некоторые числа оборотов получаются при одном и том же
включении передач коробки скоростей (или редуктора), но при' двух различных
скоростях двигателя лэ, и пэ, . Если J—общее передаточное отношение механизма
коробки скоростей, одинаковое в обоих случаях, то соответствующие числа обо-
ротов шпинделя
пк = • <рк-1’ = n3l - J и nq = п4 • у7 = Пэ, • J, (6.23)
откуда следует:
2k. = (₽«-к = _'Х , (6.24)
п* т п9/
пэ
и так как = 2, а разность q — k = Е, то необходимо должно быть
<р == f/2 . (6.25)
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 машиностроении1'. Суще-
ствуют аналогичные стандарты и в некоторых других странах. Так как ряды пред-
почтительных величин построены в виде геометрических прогрессий с знаменате-
Е
лями V 10, то значения ® должны удовлетворять также требованию
© = j/10 • (6.26)
Таким образом стандартные значения знаменателя <р рядов оборою шпинделей
могут быть найдены из условия
= (6.27)
ИЛИ
E2.\g2 = E1.1g 10,
0,30103£2яй0,3£2 = £1; 3£2 = 10Е\.
Отсюда
Ег = ЗЕ' и £2=10£,'; (6.28)
где Е' — произвольное целое число.
Для предусмотренных ОСТ 3530 четырех значений /?2 ---= 40, 20, 10 и 5, ко-
торым соответствуют Е' = -^- = 4, 2, 1 и 0,5 и Ег —. ЗЕ’ = 12, 6, 3 и 1,5, полу-
40 _ 12 20 6
чаются следующие значения ср: ср40 = ]/10 = )/2 = 1,06; = ]/ 10 = 1/~2 =
10 _ 3 5 1,5
= 1,12; <о1о==]/10 = ]/2 = 1,26; ©5 = /10 = /2 = 1,58.
По формуле (6.16) этим знаменателям отвечают следующие наибольшие отно-
сительные потери скорости резания: Afmax ~ 5J,'O, 1О°/о, 2О°/о и 4О4/о.
1 Также и в дальнейшем Е —- символ произвольного целого числа.
36
Определение основных характеристик станка
Для практики станкостроения указанных четырех значений недостаточно,
в частности, и потому, что разрыв между величинами Ди,пах = 20°, 0 и 40°,0
слишком велик; желателен, очевидно, ряд Дг»шах^ы 30%. Поэтому были добавлены
некоторые значения ф, удовлетворяющие практически более важному условию
£ _ _ 1
tf>= ]^2, а именно ф = У 2 = 1,41 с Д vmaX se 30% и ф = У 2 = 2 с Д wrnax =
= 50%. В нормаль Н11-1 МСС „Нормальные ряды чисел в станкостроении" (1943 г.)
включен сверх того знаменатель ф=1,78.
Совокупность стандартных значений знаменателя 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 — наибольших Дцшах и средних Др =
“2“ " ^шах-
Таблица 1
^тах [формула (6. 16)1 • Ю0°/в <р Дг,.„ (формула (6. 17а)] . w7o
Точное значение и обозначе- ние по Н11-1 Обозначе- ние по ISA Е V 2 V10 Обозначение ряда по ISA Ср [формула (6. 17)] <0— 1 . 1,ю»/о
1,06 12 У2 40 у 10 5 3 3
1,12 1,12 6 /г 20 V10 7? 20 10 5 5
1,23 1,25 3 10 /Тб 20 10 12
20
1,41 1,4 /г уТо 30 15 17
1,58 1,6 1,5 /2 5 /То 4» 40 20 22
1,78 — 1,2 /2 4 /10 45 22 28
2 С 2 1 /2 20 6 /Тб 50 25 33
Приведенные в таблице значения потерь Дг> являются условными, поскольку
они относятся к случаям, когда требуемая скорость резания точно известна. В усло-
виях эксплоатации станка это в действительности не имеет места, так как
наивыгоднейшие 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
станкостроения Н11-1 принято значение 1. В стандарте ISA-39 1939 г. первое
число основного ряда 7? 20 (<р= 1,12) равно 100; другие ряды образованы из ос-
новного таким образом, чтобы в них заключалось число 2800 (все ряды) или 1400
(ряд/?у (.. 1400...) ).
Ряды чисел двойных ходов у станков с прямолинейным движением 37
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—п1 • <р£'= 1 для
нормали Н11-1 (или 100. ср5 для стандарта ISA).
е ,—
2. Так как для всех рядов, за исключением двух (см. табл. 1), <р=у 10, где
£ — целое число, то если любой из этих рядов заключает в себе какое-либо
число п, то в нем имеются также числа 10 п, 100 п, 1000 п, ... и 0,1 и, 0,01 п,
0,001 п... Эта закономерность десятичного повторения чисел не распространяется,
следовательно, только наряды с <5 = 1,41 и <5 = 2.
Е __
3. Так как для всех рядов, за исключением двух, знаменатель © = |/2 , где Е—
целое число, то если любой из этих рядов содержит какое-либо число п, то в нем
о . о п п п _ „
содержатся также числа 2 п, 4 п, 8 п, . .. и g-, ... Этой закономерности не
подчиняются, следовательно, только ряды с ©=1,58 и ©=1,78.
Отсюда же следует, что при применении в главном приводе станка двухско-
ростного двигателя трехфазного тока с отношением синхронных чисел оборотов 2:1,
стандартные ряды с <р=1,58 и <р=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.
Благодаря тому, что стандартные значения знаменателя связаны между собой
простейшими соотношениями (см. табл. 1) 1,12=1,Об2; 1,26 = 1,122= 1,064; 1,41 =
= 1,12’ = 1,066; 1,58=1,262=1,124= 1.068; 1,78= 1,12s= 1,О610; 2= 1,412= 1,263 =
—1,126= 1,06’-, все стандартные ряды могут быть получены из ряда с <р=1,06
(основной в нормали Н11-1)или с ©=1,12 (основной в стандарте ISA) „пере-
скакиванием “ через соответствующее число членов ряда (см. ниже).
40,—
4. Наконец, так как наименьшее значение © = у 10, то достаточно знать
первые 40 числовых значений стандартного ряда с <р=1,06, чтобы написать
неограниченное 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 п < 1,
делением их на 10:0,95—0,90—0,85 и т. д.
Ряд с © = 1,12=1,Об2 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 <р= 1,26= 1,06*—если взять каждое четвертое число: 1 —1,25—1,6—2—2,5—
3,15—4 и т. д.; ряд с <р = 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
образом, что либо обрабатываемая заготовка, либо инструмент движется воз-
в р а т но-п о с ту п а т е л ь н о, причем скорости рабочего (прямого) и холостого
(обратного) хода, как правило, различны. К этой группе относятся станки про-
дольно- и поперечно-строгальные, долбежные, протяжные, зубострогальные, 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
38
Определение основных характеристик станка
(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 главное движение осуще-
ствляется посредством бесступенчатого привода, то вопрос о. наивыгоднейшей струк-
туре этих рядов, естественно, отпадает. Если же скорость резания настраивается
с помощьк коробки скоростей или ступенчатого редуктора, то необходимо прежде
всего установить, какая структура ряда двойных ходов, соответственно — ряда обо-
ротов, является наиболее рациональной. Для станков первой и второй групп эта
задача решается различно.
А. Станки с возвратно-поступательным главным движением
У станков этой группы обратный ход, как правило, холостой, причем его ско-
рость больше скорости рабочего хода. Коробка скоростей или редуктор имеет
несколько ступеней скорости для рабочих ходов и одну, редко две ступени 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; ........
Т = J— время одного двойного хода в минуту,
/—время рабочего хода в минутах;
/о—время обратного хода в минутах;
v — скорость резания в м/мин;
vo— скорость обратного хода в м[мин.
В общем случае v. Однако при приводе посредством шестерни или чер-
вяка и рейки (продольно-строгальные станки) либо ходового винта и гайки (тяже-
лые станки того же типа, долбежные с длинным ходом, протяжные станки преж-
них конструкций, а также военного времени) можно считать v = const и v0= const
на всей длине хода; короткими периодами реверсирования при решении поставлен-
ной задачи можно пренебречь.
При принятых обозначениях >
у = 4-/ == А 4-= L (7.1)
-т- 1
или, так как 7 — —,
п
Отсюда скорость резания
(7.2)
(7-3)
При решении вопроса о наиболее рациональной структуре рядов чисел двой-
ных ходов можно исходить из условия наилучшего использования инструмента,
что равносильно условию A^max= const во всех интервалах («;_ь И; ) ряда, как
это было сделано выше для рядов чисел оборотов шпинделей (см. стр. 32).
Из сравнения зависимости (7.2) с формулой n=^=const^ для числа оборотов
тш а
шпинделя при вращательном главном движении видно, что требование располо-
жения чисел п двойных ходов в виде геометрического ряда на этот случай рас-
Ряды чисел двойных ходов у станков с прямолинейным движением
39
пространить нельзя. Ряд п должен был бы быть геометрическим только при таком
способе регулирования скорости vQ обратного хода, при котором
1 4- — = const,
. .. <. == ' Vu .. . г
т. е.
Ро = const • V. (7.4)
Однако применяемые системы привода станков рассматриваемых типов этому
требованию
Условие
не удовлетворяют.
Ai>niax(/- I,/) = ——А = const или иначе * = const—С может быть
Vy Vj
основании соотношения (7. 3) в следующем виде:
Уо-Ь-п^ (v0 — L-n.j) _
написано на
или
г-о-Я/-! —7'-«/-г"/
= С,
откуда
v0-n
C-v0 + L(l-C)«y.
(7.5)
в эту формулу входит наряду с и0 и С также
длина L хода, то
чтобы наибольшая
во всех интервалах
Так как
вообще невозможно построить ряд значений п таким образом,
относительная потеря Ац,па1 скорости резания была одинаковой
ряда независимо от значения L. Если в первом — грубом — приближении принять
—к const (поскольку 0<^-< 1, эта величина
1 и 0,5), то и для рассматриваемого случая можно
атационном отношении геометрическую структуру
Площадь поверхности, обработанной в единицу времени на станке с возвратно-
поступательным главным движением, пропорциональна 1000. L. п. s лл^/мин,
s — подача в
ность станка,
всегда лежит в границах между
считать рациональной в экспло-
рядов чисел двойных ходов.
или также на
где
лм/дв. ход. Следовательно, при неизменной подаче s производитель-
выраженная в мм^мин. или л2/л<ин,
Q = const L • п
основании формулы (7.2)
п i V • Vo
Q = const —•—i,
(7-6)
(7.7)
v0-n/ — L-n^-nj
Если вследствие прерывности ряда чисел двойных ходов вместо значения п,
определенного по наивыгоднейшей скорости резания v, приходится пользоваться
ближайшим меньшим значением i, то соответствующая потеря производитель-
ности
Q —Q/-1 = const-£(и —иу_1), ,
относительная потеря ее
Q -- Q1 1 П: ,
.. AQ = = 1 - -±=L
Q n
и наибольшая относительная потеря производительности для интервала чисел двой-
ных ходов (иУ—1, иу) стремится в пределе к величине
AQmax (/—1,/) = 1---(7.8)
40
Определение основных характеристик, станка
Для того чтобы последняя была одинаковой во всех интервалах tij),
должно быть выполнено условие
л/-1 л7-1
AQmai = 1------— = const или —— = const,
(7-9)
т. е. ряд чисел двойных ходов должен быть 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-
Фиг. 18.
для различных значений д.
шипно-шатунного механизма или вращающейся ку-
лисы (см. гл. XI) средняя скорость рабочего хода
vCp = const L п, (7-10)
где L — длина хода;
п — число двойных ходов в минуту.
Для качающейся или комбинированной кулисы
vcp = F(L)-L- п, (7.11)
причем вид функции F (L) зависит от конструкции
и размеров звеньев механизма.
Из соотношения (7. 10) очевидно, что при при-
воде станка кривошипно - шатунным механизмом
(тяжелые поперечно - строгальные станки) или вра-
щающейся кулисой (долбежные станки) ряд чисел
двойных ходов, осуществляемый посредством коробки
скоростей, должен быть геометрическим.
Формула (7. 11) показывает, что при л = const
зависимость, связывающая среднюю скорость реза-
ния vcp и длину хода L, не линейна. Следова-
тельно, в системе прямоугольных координат (Z., vcp)
const получатся не прямые лучи, как на фиг. 16, а
кривые линии.
При произвольной величине L средние скорости резания, отвечающие двум
смежным значениям чисел и tij двойных ходов, будут
Vcp(j-i = F(L).L • и V(.p F(L)-L nj
(7-12)
и наибольшая относительная потеря скорости резания:
vcp(/—1)
;— 1
(7.13)
Следовательно, и в этом случае условие Дттах = const приводит к геометри-
ческому ряду чисел двойных ходов (фиг. 18—лучевая диаграмма для поперечно-
строгального станка с Z.max = 700 мм). 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 (см. стр. 37) скорость резания — скорость режу-
щего инструмента в форме ленты — определяется диаметром D м ведущего шкива
или барабана, охватываемого леитой, и его числом п об/мин:
v = TzDn м/мин. (7.14)
Так как у этих станков D — const, то
V = const-л.
(7.15)
Ряды чисел двойных ходов у станков с прямолинейным движением
41
Отсюда после сказанного выше сразу видно, что условие постоянства наи-
большей относительной потери скорости резания во всех интервалах (fly-i, л?)
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 <р рядов и чисел tij двойных ходов (соответ-
ственно-—-оборотов ведущего шкива), которые установлены для чисел оборотов
шпинделей нормалью станкостроения Н11-1.
Методика определения числовых значений rij для этих станков совершенно
аналогична той, которой пользуются при выборе чисел оборотов шпинделей'.
Диапазон = у станков с прямолинейным главным движением, как правило,
лт1п
значительно меньше, чем /?п у станков токарных, фрезерных и пр. По предельным
значениям скорости резания и и длины хода L находятся nY = ram)n и nz = nm!a.
и затем число z ступеней скорости [см. формулы (6. 18) — (6. 20)]. ,
§ 8. РЯДЫ ПОДАЧ ......... :
Также и скорости непрерывных подач станков, исчисляемые в мм/об, мм мин
или при круговой подаче в об/мин, принято располагать в виде геометрических
рядов за исключением некоторых особых случаев, указанных ниже (стр. 42—43).
Обосновать геометрическую структуру рядов подач можно на основе следующих
соображений.
Для станков, подача которых считается в мм]об шпинделя (токарные, свер-
лильные, фрезерные с приводом подач от шпинделя), время, затрачиваемое на
обработку длины I мм при п об/мин шпинделя и подаче $ мм;об, составляет
Следовательно, производительность станка, выраженная в мм/мин
Q = = п • s мм/мин. (8.2)
Пусть желаемая производительность Q получается при наивыгоднейшем
для данной операции режиме (n, s'), который был бы возможен при бесступенчатом
приводе как шпинделя, так и механизма подач. Если ряды п и $ — ступенчатые,
то в общем случае
(п • s)y_i <«$<(«• $)?, (8.3)
где индекс относится к совокупности значений п. и s. При этом наибольшая отно*
сительная потеря производительности
AQmax = 1 - ^Q- = 1 - <8'4>
Чу Ч/ V*
Условие AQmax = const для всего диапазона работы станка равносильно требо-
ванию = const независимо от значения /'. Следовательно, значения («.$)
(n-sy J v '
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 фЕ, где Е —
целое число. Таким образом, если ряд чисел п оборотов шпинделя — геометри-
ческий со знаменателем ср, то и ряд подач $ должен быть геометрическим со зня-
42
Определение основных характеристик станка
Е _
менателем <р5 = <рЕ или = ]/\р; ряд произведений n-s также будет при этом
геометрическим со знаменателем, равным меньшему из значений <р и
Если при назначении величины исходить из требования наилучшего исполь-
зования режущих свойств инструмента, то можно притти к указанной впервые
К
проф. А. И. Кашириным в 1937 г. зависимости: — ]/ф, гдеА>1. Сопоставляя
е _
оба вывода, можно, следовательно, формулировать требование: <pz=]/'<p. В прак-
тике это соотношение соблюдается, однако, лишь в отдельных случаях.
Если механизм подач имеет отдельный привод, независимый от шпинделя,
и подачи выражаются в мя/яин, 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. 33). 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 Sj = smln — наименьшую подачу, sz = smax — наибольшую,
zs—число ступеней подачи, /?_,== =-z— диапазон регулирования подач, <pz —
^min
внаменатель ряда s, то при геометрической структуре последнего основные рас-
четные формулы . . - ,
s; = (8.5)
= (8.6)
zs = l + = (8.7)
совершенно аналогичны формулам, приведенным в § 6 для рядов чисел оборотов
шпинделей. Величины ср5 и числовые значения подач S следует брать из нор-
мали Н11-1: стандартизация рядов подач станков представляет такие же удобства
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 типов) 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 пг, следовательно, и шагов т/n, 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. § 39 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 Нортона, двухваловых коробок с корригированными зубчатыми передачами
(в новейших отечественных моделях токарно-винторезных станков), комбинирования
многоваловой коробки подач с гитарой сменных колес, посредством сменных
кулаков (резьбофрезерные станки), сменных эталонных ходовых винтов (некоторые
гайко- и плашконарезные станки) или особых делительных устройств (резьбошли-
фовальные станки). В станках некоторых типов необходимый шаг резьбы полу-
чается благодаря самоввинчиванию или самонавинчиванию режущего инструмента
Выбор значений чисел оборотов шпинделя, двойных ходов и величин подачи 43
на заготовку; особого механизма подач такой станок часто не имеет (см. § 59),
и проблема выбора ряда подач для проектируемого станка обладает.
Периодические подачи, исчисляемые обычно в мм на один двойной или простой
ход (продольно- и поперечно-строгальные, долбежные станки, подачи на глубину
резания у шлифовальных станков), очень часто осуществляются посредством
кинематической цепи, в состав которой входит храповая передача. Ряд подач
представляет в подобных случаях арифметическую прогрессию, что обусловлено
самим способом регулирования подачи, изменением числа зубьев, на которое
собачка периодически поворачивает храповик: если повороту на 1 зуб отвечает
подача s мм, то при повороте на 2, 3, 4, ... зуба подачи будут 2s, 3s, 4s, . ..
Величины Sj подач вычисляются при этом по формуле для арифметической
прогрессии:
S/ = Si + Н/ —О, (8.8)
в которой разность прогрессии
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. Однако при применении храповой передачи возможно лишь при-
ближение к нему путем, например, отказа от пользования поворотами храповика
на самые малые числа зубьев и включения в кинематическую цепь подач последо-
вательно с храповой также и зубчатой передачи. Кроме того, нет практических
оснований не использовать возможность более тонкой градации ряда подач, предо-
ставляемую храповой передачей. По всем этим причинам в более новых моделях
строгальных станков подачи осуществляются посредством механизма, не содер-
жащего храповой передачи (подробнее об этом см. в § 67).
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.
Методика выбора предельных величин smIn и smax подачи для проектируемого
станка была рассмотрена выше, в § 5.
§ 9. ВЫБОР ЗНАЧЕНИЙ ЧИСЕЛ ОБОРОТОВ ШПИНДЕЛЯ, ЧИСЕЛ
ДВОЙНЫХ ХОДОВ И ВЕЛИЧИН ПОДАЧИ
После того как для проектируемого станка найдены предельные значения Hj
и пг чисел оборотов шпинделя или двойных ходов стола, ползуна и т. п., следо-
вательно, и величина диапазона регулирования /?я = ^, необходимо назначить
промежуточные числовые значения tij — n2 до «г-ь где z—число ступеней ско-
рости. Как видно из формулы (6. 14), это равносильно выбору величины знаме-
нателя ср, который связан с величиной диапазона регулирования /?я и числом г
ступеней скорости соотношением
2!~1==“^' ИЛИ 1)lg<p = (6-20)
44
Определение основных характеристик станка
Гиперболическая зависимость между (z—1) и 1g ср показывает, что при выб-
ранном значении Rn число z необходимых ступеней скорости пу- 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 эксплоатационным требованиям, тем сложнее этот
привод в конструктивном отношении вследствие увеличения потребного числа z
ступеней скорости.
На фиг. 19 представлена зависимость (6. 20) для стандартных значений знаме-
нателя ср.
результатом компромисса между стремлениями
Фиг. 19.
Выбор ср, а следовательно, и числа z ступеней скорости является, как правило,
к наибольшей эксплоатационной
приспособляемости (гибкости)
привода шпинделя станка, дости-
гаемой при бесступенчатом регу-
лировании, и к наибольшей кон-
структивной простоте его. Рас-
считав несколько вариантов, что
можно сделать особенно быстро,
пользуясь фиг. 19, нужно решать
вопрос о выборе между ними,
руководствуясь следующими соо-
бражениями:
1. Для подавляющего боль-
шинства станков общего назна-
чения достаточно хорошие экс-
плоатационные условия обеспечи-
ваются значениями ср = 1,26 или
1,41 (Svcp = 10%, соответственно
15%).
2. Если в кинематической
цепи привода предусмотрена ги-
тара сменных колес, что всегда
целесообразно при проектирова-
нии станков, предназначенных для
серийного и для массового про-
изводств, то можно принимать
ср = 1,12 или 1,26. Это отно-
сится в особенности к автоматам
или полуавтоматам всех типов —
токарным, фрезерным, сверлиль-
ным, зуборезным и др.
3. В тех случаях, когда
условия использования станка общего назначения требуют малого значения ср, а
диапазон регулирования Rn велик, что приводит к большому числу ступеней ско-
рости (радиально-сверлильные станки для наибольшего диаметра сверления при-
мерно 60 мм и выше, универсальные фрезерные станки для инструментальных
работ, тяжелые токарные станки), в целях упрощения коробки скоростей целе-
сообразно применить в приводе двух - или многоскоростной электродвигатель.
4. Желательно, чтобы число z ступеней скорости представляло произведение
множителей 2 и 3, т. е., чтобы
Z = 2е' • 3£’,
(9.1)
где % и Е3—целые числа. Этому требованию отвечают значения: •
Z = 2; 3; 4; 6; 8; 9; 12; 16; 18; 24; 27; 32; 36;. . . (9.2)
Значения чисел оборотов, двойных ходов, подач, диапазонов регулирования 45
В практике чаще всего применяют числа ступеней
z = 3; 4; 6; 8; 12; 18; 24; 36. (9.3)
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. 3).
Изредка встречаются в станках коробки скоростей и редукторы с группами из
пяти, а иногда и из шести передач (см., например, фиг. 304). В первом случае
г = 2£‘. 3Л-. 5 (практически с =10 или 15), во втором z = 6Е, причем Е =
= 2-':1.3г*, т. е. можно реализовать г = 6, 12, 18 и т. д. ступеней скорости.
Число ступеней скорости может быть сделано произвольным, если некоторые
скорости, получающиеся при различных переключениях, совпадают (перекрываются)
или если система управления коробкой скоростей намеренно сконструирована так,
чтобы некоторые скорости по каким-либо соображениям включить было нельзя
(системы управления с выбором скоростей, или селективные).
Пользуясь приведенными общими правилами, нетрудно найти возможные реше-
ния, т. е. эксплоатационно и конструктивно приемлемые сочетания ® и г, соот-
ветствующие требуемому диапазону регулирования. После этого в результате
сравнительного технико-экономического анализа возможных вариантов решения
выбирают окончательный вариант. Выбор несколько облегчается критическим со-
поставлением со значениями © и z в станках современной конструкции, которые во
тино-размеру аналогичны проектируемому. Сравнительный анализ нескольких воз-
можных вариантов требует ино,да эскизной разработки соответствующих им при-
водов: 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 ©,.= 1,26, 1,41 и 1,58.
Эта рекомендация отражает существующую практику современного станкостроения
(см. § 10). При выборе знаменателя © = 1,58 следует иметь в виду нарушение
геометрического ряда, если для привода применен двух - или многоскоростной асин-
хронный электродвигатель (см. стр. 37).
В отношении выбора значений знаменателя ©, и числа zs ступеней ряда подач,
отвечающего требуемому диапазону /?5 регулирования их и ограниченного выбран-
ными предельными значениями srain и smax, сохраняет силу сказанное выше отно-
сительно выбора тех же параметров для ряда скоростей главного движения. Ко-
робки подач в этих случаях подобны по конструкции коробкам скоростей.
Ряды подач станков для нарезания резьб подчиняются, как было упомянуто
выше, особым условиям, и выбор значений s', определяющих основные параметры
механизма подач, производится по способу, указанному ниже (§ 39).
§ 10. ЗНАЧЕНИЯ ЧИСЕЛ ОБОРОТОВ, ДВОЙНЫХ ХОДОВ, ПОДАЧ, ДИАПАЗОНОВ
РЕГУЛИРОВАНИЯ, ЧИСЕЛ СТУПЕНЕЙ СКОРОСТИ И ПОДАЧИ И ЗНАМЕНАТЕЛЕЙ
РЯДОВ В СОВРЕМЕННЫХ СТАНКАХ
Величины /Zy, Rn, z, © и sjy Rs, zs, os, 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.
46
Определение основных характеристик, станка
притом he только принадлежащих по своему типу и назначению к различным
группам, но также и станков одной и той же группы. Для моделей, близких по
типо-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
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 почги 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 (на-
стольный станок для сверления отверстий диаметром от 0,06 до 0,8 мм).
За годы войны 1939—1945 гг. пределы этого общего для всего станкостроения
диапазона не изменились, но в ряде важнейших групп станков — токарной, фре-
зерной, отчасти сверлильной — диапазоны чисел оборотов шпинделей сдвинулись
вверх, т. е. увеличились значения как так и Цтах- Это обусловлено отчасти
улучшением режущих свойств твердых сплавов, а в еще большей степени измене-
ниями 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 и непрерывный про-
гресс в области режущего инструмента делают несомненным дальнейшее переме-
щение вверх рядов оборотов шпинделей станков в течение ближайших лет.
Табл. 2 дает представление о величинах /?л и z, обычных для современных
станков с нормальной степенью универсальности.
Таблица 2
Группа станков
Токарные средней величины................................
Карусельные..............................................
Токарно-револьверные..................• ..... ...
Токарно-револьверные автоматы одношпиндельные............
, , мнсгошпиндельг.ые..........
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-фрезер-
। ные) .....................................................
Расточные высокоточные (прецизионные)....................
40—60 12.-18
25-40 9-18
20—60 12-18
10—25
4-20
6-10
8—12
15-25
8-16 4-9
20—100 12—36
20-60 8-18
25-60, 12—36,
иногда иногда
до 200 до 160
15-30 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
Значения чисел оборотов, двойных ходов, подач, диапазонов регулирования 41
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 эти
характеристики достигают очень больших величин(/?п достигает значений 600 ... 700;.
Высокие значения диапазона регулирования в заграничных моделях обусловлены-
часто не столько действительной надобностью (разнообразие работ в инструменталь-
ных цехах), сколько рекламными соображениями, на что было указано выше.
Если скорость резания остается приблизительно постоянной (7?^ = 1), 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=l или~1), также и величина Rn = Rv‘Rd близка к единице или во
всяком случае мала — порядка 1,5—2—2,5. Поэтому, например, у плоскошлифо-
вальных станков с кругом, работающим торцем (Rd—1, Rv=l), и у заточных
станков многих типов диапазон регулирования Rn = 1, число оборотов шлифоваль-
ного шпинделя постоянно. Это позволяет применять для привода последнего встроен-
ный электродвигатель — конструкция, господствующая в современных плоскошли-
фовальиых станках. У шлифовальных станков с кругом, работающим периферие »,
фланцы для крепления круга допускают его срабатывание до 2/3 или 1/2 первоначаль-
ного диаметра; следовательно, для этих станков Rd=\,5 или 2, а так как, кроме
того, Rvttl, то для шлифовального шпинделя достаточен диапазон1,5-?-2.
Значения Rn или Rv и z у станков с возвратно-поступательным главным
движением
У станков с возвратно-поступательным главным движением диапазоны регули-
рования ч..сел 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
z для строгальных и долбежных станков различных групп приведены в табл. 3..
Таблица 3
Группа станков Rn или Z
Продольнострогальные Поперечно-строгальные и короткие продольно-строгальные (с кулисным или кривошипно-шатунным приводом) .... Долбежные Зубодолбежные для цилиндрических колес Зубострогальные для конических колес . » , „, быстроходные .... «о <022 oof? j; :рн- -i4 Jr A СЧ тг и? II 11 II II “ II а «5 ч «г и? 4 ос 3-6 4-8 4-8 Сменные колеса То же • »
Также и среди этих станков встречаются отдельные модели с диапазоном регу-
лирования, значительно большим, чем указано в этой таблице.
/
Значение Rs, zs и у станков со ступенчатыми рядами подач
Сравнение величин диапазонов Rs подачи и чисел zs ступеней регулирования ее
в совреме ных станках различных типов показывает, что даже внутри одной и
той же группы станков эти характеристики весьма различны. Причины этого ана-
логичны указанным выше для соответствующих характеристик механизмов главного
движенгя.
В приводах подач применение сменных зубчатых колес распространено еще
больше, чём в приводах главного движения.
48
Определение основных характеристик станка
Группа станков
Токарные ...........................
Токарно-револьверные................
Карусельные.........................
Токарные лобовые ...................
Вертикально-сверлильные.............
Радиально-сверлильные...............
Горизонтально-расточные универсальные
С верлильно-расточные высокоточные
Фрезерные...........................
Круглошлифовальные ) круговая
Внутришлифовальные J подача
Поперечно-строгальные...............
Поперечно-строгальные...............
Долбежные:
прямолинейная подача..............
круговая подача ..................
Таблица 4
zs ?
10—60 24—60 1,1 -1,7
20—40 6—16 1,3 —2 <1
20—50 8—16 1,35—1,75 >1
6—10 3-6 1.4 —2 >1
4—25 3-8 1,2 —1,7 >1
5—30 4-18 1,2 —1,7 >1
30-150 8-18 1,25-1,65 >1
4—20 3-9 1,3 —2 >1
25-60 12-18 1,2 —1,8 >1
4—10 4—12 1,4 —1,6
1,5—4 4—6 1,4 —1,6
10—18 Кулачковые механизмы
3-40
Храповые
3—40
4—80 механизмы
Цифры табл. 4 характеризуют пределы 7?j; z и наиболее обычные в современ-
ном станкостроении. В отдельных конструкциях стремление к широкой универсаль-
ности станка или к тонкой градации ряда подач привело к тому, что величины
диапазона регулирования либо число ступеней подачи, либо одновременно обе эти
характеристики вышли далеко за средние пределы, указанные в таблице. Так напри-
мер, существуют современные модели токарных станков с числами ступеней подачи
= 4 и zs = 110, со знаменателем ряда подач < 1,1. Среди новых конструкций
встречаются револьверные станки с Rs = 6 и с 7^=80, карусельные с 7?^=15 и
Т?5 == 100, вертикально-сверлильные с zs = 24 и т. п. Тяжелые вертикально-фре-
зерные станки имеют иногда Rs ss 250 при <р^=1,10. Такие большие диапазоны
подач представляют все же исключение. Иногда они обусловлены необходимостью
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 резьбошлифовальных стан-
ках 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. Rs =
= 300-н430; это обусловлено большим диапазоном диаметров шлифуемых резьб
(примерно от 4—5 до 250—300 мм) и различными методами шлифования, требую-
щими также различных скоростей изделия. Очень велики ряды подач в некоторых
токарно-винторезных станках: существуют модели, допускающие, например, наре-
зание 110 метрических, 88 модульных, 99 дюймовых и 77 питчевых резьб, и
в горизонтально-расточных: например, в модели 2627" $ = 0,06 8,10 мм/об, т. е.
7?5=135.
Очень большие значения диапазона регулирования подач в ряде зарубежных
моделей станков нередко объясняются теми же причинами, которые вызвали необос-
нованное расширение диапазона регулирования Rn в станках заграничных станко-
заводе в (см. стр. 46).
Продольно-строгальные станки в табл. 4 не включены, так как у них диа-
пазон и число ступеней регулирования подач зависят от конструкции механизма по-
дач (храповый или электрический) и поэтому у разных станков этой группы сильно
различаются. У многих современных продольно-строгальных станков подача .v равна
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 z. яц 25-4- 100.
В последней графе табл. 4 указаны отношения знаменателя ряда подач к зна-
менателю ряда оборотов шпинделя, соответствующие распространенной в современ-
ном станкостроении практике. Как видно из приведенных данных, в большинстве
Определение мощности электродвигателей станка
49
случаев > ©. Однако и в этом отношении встречаются исключения: в-одних
группах станков они редки (высокоточные сверлильно-расточные, где <?5<? 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 приспо-
собляемости станка в отношении режимов резания путем выбора соответствующих
конструкций приводов главного движения и подачи.
§11. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ
ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ СТАНКА
При проектировании станка определение мощности каждого из его электродви-
гателей необходимо как для обеспечения безотказной работы обслуживаемых ими
механизмов, так и для расчета деталей станка,
вагь с наибольшей возможной точностью, так
отношении неблагоприятно отражаются на
экснлоатационных качествах станка, а часто и
на его конструкции, габаритах и весе.
Преувеличенная мощность хотя и обеспе-
чивает необходимые режимы работы, однако
двигатель получается излишне громоздким,
дорогим и работает неэкономично вследствие
недогрузки (пониженный cos ф у асинхронных
двигателей). Бесполезно возрастают размеры и
вес деталей станка, равно как его стоимость
и занимаемые им площадь и объем (см. фиг. 20,
на которой утолщенными линиями показаны
границы мест, занимаемых электрооборудова-
нием станка).
Эти мощности следует устанавли-
как существенные ошибки в этом
Если же принятые в проекте мощности двигателей меньше требуемых в дей-
ствительности для выполнения на станке всех работ, для которых он предназна-
чается, то область использования построенного станка окажется суженной, ряд
операций возможно будет производить лишь на пониженных режимах. Попытка
работать на таком режиме, при ко юром двигатель перегружен более установлен-
ной нормы, не удастся, так как сработают предохранительные устройства, выпол-
няющие функции ограничителей мощности. В сл\чае отсутствия таких устройств
в электрической схеме и в механизмах станка перегрузка может привести к авар: и
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) закономерностей,
которым подчиняются усилия резания и усилия подачи при различных процессах
снятия стружки; 2) распределения всей используемой станком мощности между
его отдельными кинематическими цепями; 3) потерь на трение в различного рода
передачах, а особенно в подшипниках и направляющих станка. Последнее затруд-
4 Ачеркан Н, С. 565
50
Определение основных характеристик станка
няет определение значений мощности холостого хода проектируемого станка; межд г
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 токарных
станках средних размеров мощность холостого хода даже при непосредственном
соединении электродвигателя со шпинделем (муфтой) может достигать 60—70°/о
номинальной 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 инерционными влияниями при выборе электродвигателей для таких
станков, как правило, недопустимо.
При проектировании станков универсальных, на которых будет производиться
обработка заготовок из различных материалов разными инструментами и при очень
различных режимах резания, расчетное определение мощности двигателей приво-
дов затрудняется 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 существую-
щих станков, сходных по типо-размеру с проектируемым; в последнем случае
обязательно учитывать перспективы развития скоростных методов обработки метал-
лов 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 общей мощности привода ими можно пренебрегать, если только
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 соот-
ветствующего 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, строга-
ние, протягивание, отчасти нарезание резьб и зубчатых колес, мощность вычисляется
для разработанного режима резания по формулам, рекомендуемым нормативами.
2. Если рабочий процесс проектируемого станка исследован недостаточно
(шлифование, притирка, хонингование, 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.
Определение мощности электродвигателей станка
51
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 ско-
ростной обработки значительную роль может играть мощность при пуске и мощ-
ность холостого хода.
2. При проектировании станка для процесса резания, изученного недостаточно,
задача решается так же, как для одноцелевого станка в аналогичном случае.
В. Станки общего назначения
1. Мощность главного двигателя должна задаваться или выбираться конструк-
тором как исходный динамический параметр, подобно основным геометрическим
размерам, которые должны быть указаны в техническом задании на проектирова-
ние станка.
2. Мощность привода можно определить, исходя из полезной мощности, вычис-
ленной по соответствующим формулам для режимов резания, предельных для проек-
тируемого станка (наибольшие параметры стружки, наибольшая скорость резания
для материала нескольких марок). Соответственно найденным таким обра-
зом наибольшим усилиям или крутящим моментам и скоростям рассчитываются детали
станка с целью обеспечения должной их прочности, жесткости и износостойкости.
Мощность электродвигателя назначается, однако в двух вариантах, благодаря чему
потребители могут получить одну и ту же модель станка с двигателями различ-
ной мощности в зависимости от надобности.
3. Мощность привода может быть выбрана в результате сопоставления мощностей
нескольких станков вполне современной конструкции, по типо-размеру близких
к проектируемому. Чем меньше разнятся 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 наибольшей
производительностью станка, расчетную мощность следует принимать близкой
к максимальной, установленной указанным (статистическим) способом. Соответственно
этой мощности ведется расчет деталей станка, а для мощности двигателя указы-
ваются 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 1) резания могут быть представлены в следующей общей форМе:
Р = С -aP.byP-CzP . . . К1р .Ктр-Кпр . . . ;
Р IP 2Р 3P
v = Cv-axy-byvczv. .. .
В этих формулах С — постоянные, характеризующие обрабатываемый материал
а, Ь. с, — основные геометрические параметры, характеризующие режим резания
(глубина резания, подача, ширина резца, диаметр сверла, фрезы, число зубьев
фрезы и т. п.); К<>, Ks, . . — коэфициенты, учитывающие влияние различных
факторов (некоторые свойства обрабатываемого материала или колебания их, свойства
52
Определение основных характеристик станка
материала инструмента, его стойкость, углы, род охлаждения и многое другое);
х, j, z,. .., I, т, п.... — показатели, установленные из опытов.
В формулы для Р и v могут входить не одни и те же аргументы, ги .
Для некоторых процессов резания число этих аргументов довольно велико,
например для точения не меньше 10, для фрезерования по меньшей мере 5—8.
Очевидно отсюда, что чем разнообразнее работы, для которых предназначается проекти-
руемый станок, тем менее надежными становятся результаты расчетов усилий’и
скоростей по уточненным формулам указанного типа; поэтому пользование ими для
определения мощности может быть целесообразно лишь при проектировании одно-
целевых станков, для которых режим резания уже установлен в техническом зада-
нии. В остальных случаях достаточно пользоваться упрощенными формулами, кото-
рые учитывают влияние на Р и v только немногих важнейших факторов. Для
различных процессов резания такие упрощенные формулы приводятся в курсе
,Учение о резании металлов" и в официальных нормативных справочниках по
режимам резания. Так, например, для сверления скорость резания
Cv-dxv ,
V = —-—— ммин,
T4.syv ‘ . ’ г ... :
крутящий момент
Мк — CM-dx* sy* кгмм, .........
усилие подачи . v
Р= Cp-d'p -syP кг, .;
где d — диаметр сверла в мм; s — подача в мм!об; Т—стойкость сверла в мин.;
С, х, у—величины, зависящие от материала изделия и диаметра сверла.
Для зубофрезерования при нарезании стальных и чугунных цилиндрических
зубчатых колес однозаходной червячной фрезой
Cv-m?v . п 4500-Л^ „ хП у„
и = —-------м мин; Р —--------- = Cp-s р • тур кг,
Tq-sxv ! vp
где т — модуль нарезаемого колеса в мм; s—подача в мм на один оборот заго-
товки; N— используемая на резание мощность в л. с.; остальные значения анало-
гичны указанным выше для сверления.
Упрощенные формулы подобного типа вполне достаточны по точности результа-
тов для расчета мощности привода проектируемых станков общего назначения и
специализированных, 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, мощность), не-
обходимую мощность N3 двигателя, который приводит в движение эту цепь, сле-
дует определять, исходя из следующей основной зависимости:
N3 = N+Nn = N+Nx + Nd. (11.1)
Здесь N— мощность, теряемая во время работы станка и слагающаяся из мощ-
ности его холостого хода Nx (мощность электродвигателя при N—0) и мощ-
ности Л^, теряемой добавочно вследствие дополнительных потерь, обусловленных
нагрузкой станка (потери в сильнее нагруженных передачах, опорах, направляю-
щих и пр.). Потери этого рода часто называют поэтому нагрузочными.
Если исходить из определения к. п. д. т( станка как отношения полезно исполь-
зуемой мощности N к мощности N3 на валу электродвигателя (энергетический
к. п. д. станка), т. е.
= (И.2)
то из самого определения следует . , -
; . ............. n3 — — . . (И.З)
•••••• ........ . Г. ....... .........
Определение мощности электродвигателей станка
53
Практическое пользование этой формулой возможно, если знать величину к. п. д. т),
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 диаграмма
фиг. 21, на которой изображена полученная непосредственными измерениями кри-
вая г; для привода токарного станка в зависимости от сечения снимаемой стружки.
Следует иметь в виду, что для различных чисел оборотов шпинделя кривые т]
будут различны вследствие зависимости к. п. д. от структуры кинематической
цепи и качества изготовления и сборки ее деталей.
Для определения мощности двигателя по формуле (И. 3) достаточно знать
величину т], соответствующую полной эффективной нагрузке М кинема-
тической цепи. При проектировании нового станка для т] следует принимать зна-
чение, установленное путем опытного исследования станков, близких по типо-размеру,
конструкции и качеству исполнения проектируемому. При отсутствии таких данных
ориентировочная оценка величины к. п. д. может привести к чувствительной ошибке
в определении потребной мощности двигателя:
при 7) = 0,5 • 0,6 0,7 0,75 0,8 0,85 0,90 0,95
N3
-^- = 2 1,67 1,43 1,33 1,25 1,18 1,11 1,05
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, вычи-
слить М, по формуле (11. 3), принимая в ней q ----------
значение к. п. д. с запасом (меньшее из вероят- ________________________
ных г/). Для приводов станков с вращательным _____________
главным движением общий к. п. д. станка ^OfiO-------------------------------
т]«0,75ч-0,85. Эти значения — ориентировоч- __________г >
ные, относятся к одномоторным станкам (общий /
двигатель для главного движения и подачи),
и в зависимости от конструкции и исполнения
станка они могут отклоняться от указанных
здесь величин как в большую, так и в мень-
шую сторону.
Формула (11. 3) имеет еще и другой
недостаток: при малой величине полезной
мощности N она может дать очень неточные результаты. Действительно, приМ = 0
(холостой ход станка) из самого определения (11. 2) к.п. д. следует, что и т| = 0
(см. фиг. 21), и правая часть выражения (11. 3) для Л79 становится неопределен-
ной. Между тем, как это получается из формулы (11. 1) — и очевидно, впрочем,
и без того, при работе станка вхолостую AT, = Nx. Для величин N, хотя и отлич-
ных от нуля, но очень малых (полезные 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 N3 по фор-
муле (11. 3) становятся ненадежными. Этот недостаток не имеет большого практи-
ческого значения: 1) если данная кинематическая цепь не обслуживается отдельным
двигателем, а отвечающая ей мощность Л/э незначительна по сравнению с мощ-
ностью двигателя, от которого цепь получает свое движение (например, привод
подач сверлильных, токарных станков, см. ниже); 2) если вычисленная мощность Л(,
настолько мала, что приходится взять электродвигатель большей мощности, а вы-
бранные по конструктивным соображениям 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
= G1-4)
1
0,20
О ЮГ Ю.2 10.3 10.4 10.510.6 мм г
Сечение стружки
Фиг. 21.
54
Определение основных характеристик станка
где —частные к. п. д. отдельных пар, образующих эту цепь и участвующих
в передаче энергии. Значения коэфициентов т)учитывающих потери мощности
в различного рода передачах — ременных, цепных, зубчатых, винтовых, в подшип-
Фиг. 22.
никах и пр., известны из опыта или могут
быть вычислены. Пользуясь соответствую-
щими формулами (червячные, винтовые
передачи) или средними величинами к. п. д.,
указываемыми в курсах „Детали машин"
можно вычислить т/ — со степенью
точности, достаточной для расчетного
определения мощности двигателя станка.
Необходимо здесь подчеркнуть, что
для расчета мощности привода станков,
предназначенных для скоростной обра-
ботки металлов, определение к. п. д. при-
вода 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 диа-
метральными размерами зубчатых колес и
подшипников, способ смазки, количество
и качество смазки. В быстроходных
станках те потери мощности на трение,
которые не зависят от передаваемой при-
пиально разработанный в ЭНИМС, в настоящее время (1949 г.) доводится
до формул, удобных для практического применения при проектировании
станков.
На фиг. 22 и 23 представлены диаграммы баланса мощности привода главного
движения токарного станка (фиг. 22), приводов главного движения и подачи фре-
зерного станка (фиг. 23), построенные по диаграммам, полученным в результате
опытного исследования. Если бы все линии этих диаграмм были прямыми (пунктир-
Определение мощности электродвигателей станка
55
ные прямые а' и Ь' на фиг. 22, а! на фиг. 23), то можно было бы, очевидно, на-
писать: ..
= const. (11.5)
откуда
М = А + №-==Д + №. (Ц.6)
Мощность на добавочные потери связана при этом с М зависимостью
[см. (11. 1)]:
N+Nd = N3-Nx=-^ (11.7)
следовательно
Nd = 4 — N или № = N, (11.8)
т. е. и отношение постоянно для данной цепи, что видно также непосред-
ствено из фиг. 23.
Линии а и b — не всегда прямые, как это видно из диаграмм. Следовательно,
не всегда для одного и того же механизма т/ = Пт)у- = const. Это объясняется за-
висимостью частных к. п. д. т)у- от нагрузки и относительной скорости трущихся
поверхностей (наряду с зависимостью и от других факторов). Однако отклонения
указанных линий от прямых не слишком велики, и для расчетного определения
мощности N3 проектируемого станка точность формулы (11. 6) достаточна. При
N = 0, поскольку 7] = Пт)у =# 0, она обращается в N3 — Nx, как и должно быть для
холостого хода станка. Однако и формула (11. 6) не свободна от практического
недостатка: для пользования ею при проектировании станка необходимо знать
мощность Nx холостого хода. Она колеблется в широких пределах, и сравнительно
с полезной мощностью N величина Nx, как правило, тем больше, чем меньше №
Так, например, для привода подачи исследованного фрезерного станка (см. фиг. 23)
при полной его нагрузке Л/= 0,074 кет, № = 0,525 кет, т. е. > 7, тогда как
для привода шпинделя этого же станка N =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 (И. 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 про-
стейших средств.
Если один двигатель обслуживает несколько кинематических цепей станка, то,
как следует из сказанного выше, его мощность
№ = У-^ + Nx, (11.9)
к
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 №. Это касается, в частности, привода подач
сверлильных, токарных, шлифовальных станков. Например, при работе спиральным
сверлом крутящий момент на шпинделе М = См • d*M • зУм кгмм, осевое усилие
56
Определение основных характеристик станка
резания Р — Cp-dxp• syp кг, где d — диаметр сверла в мм-, s — подача в мм'об',
См и Ср — постоянные, зависящие от рода обрабатываемого материала.
Следовательно, полезные мощности N± главного движения и Л/2 подачи:
. М'п м — P's’n
716 200 Л' С’ - ~ 1000-60-75 Л' С'>
откуда
JV2 P-s 716 200 _ Q P-s
Ni~ М 1000-60-75 ~ ’ М ‘
Подстановка в правую часть выражений для Р и М дает
.^2 _ 0 16 Ср .£ _
Ni ’ dxM~ xp-syM~ ур
1.10)
(11.11)
(11.12)
Опытными исследованиями установлено, что для сверл из быстрорежущей стали
диаметром от 2 до 60 мм при сверлении чугунов, углеродистых и легированных
сталей хм — хр = 1 или 0,9, ум—ур = 0,1
С
материалов^ <3; следовательно, > -
С'М
или 0. Кроме того, для всех этих
МЛ
Л/j /max
$
2d019 *
(11.13)
Подача s выбирается соответственно обрабатываемому материалу, характеру
операции, требуемой точности отверстия и диаметру сверла. По нормативам 1942 г.
при d в мм .......... 2 5 10 20 30 40 50 60
5шах в мм!°б.........°-20 °'35 °’50 °’80 1>° J>2 !-4 ]-5
следовательно,/—.. .0,053 0,041 0,031 0,027 0,023 0,021 0,020 0,019
I Orf °-9 )
\ / max
Таким образом даже в наихудшем случае — для сверл диаметром 2 мм — по-
лезная мощность подачи не превышает примерно 5°/0 полезной мощности главного
движения, а для сверл диаметром от 20 мм и выше не превышает 2—3%.
Аналогично, для черновой обточки на токарных, карусельных, лобовых и расточ-
ных станках нормативы рекомендуют в качестве наибольших подач следующие
значения:
при диаметре точения d 31—40 41—60 61—80 81—100 101—150 150—200 св. 200 мм
наибольшая подача smax 0,8 1,3 1,6 2,0 2,8 3,2 3,3 мм/об
Пользуясь этими цифрами, можно установить предел отношения ~ полезных мощ-
ностей подачи и главного движения для указанных станков следующим образом:
так как
. , Pz'v ir Px-s-n
61h75 л' С' и ^2— 1000-60-75 л‘ с
(11.14)
где Рг — вертикальная и Рх—осевая составляющие усилия резания в кг, V — ско-
рость резания в м/мин, s — подача в мм[об, п—число оборотов шпинделя в ми-
нуту, то
N2 ___ Рх s-n
М ~ Рг ’ пГоой’
(11.15)
Подставляя сюда v=f(jQQ м/мин, где d — диаметр обточки в мм, получим
_ Рх s
: 7 А\ Рг ’ r.D
Как известно, при нормально остром резце Рх < Рг\ следовательно,
_ - /Х2\ s s •"........ • 1 С11-17)
\ Ml /max -nd 3d
(11.16)
Определение мощности электродвигателей станка
При указанных выше значениях smax для различных интервалов диаметров
предельная величина отношения в правой части последнего неравенства
(1 = 31-40 41-60 61-80 81 — 100 101—150 151—200 св. 200 мм
[4/) = 0,009 \ ou/max 0,011 0,009 0,008 0,009 0,007 0,006
и таким образом
($4 < °-9 \ ZVi / шах 1,1 0,9 0,8 0,9 0,7 0,6%
При чистовой обточке отношение 1 А, / \ '*1 /max еще меньше.
Аналогичные результаты получаются для отношений полезных мощностей кру-
говой и продольной подач к мощности на шлифовальном круге для шлифовальных
/ N->\
станков. У фрезерных станков отношение -ту- несколько больше, чем
\ /max
у станков названных групп.
При проектировании новой модели станка границы области его работ известны,
и поэтому верхний предел отношения может быть установлен с достаточной
„ / № \ 1
точностью. Нередко при этом I ~ получается значительно меньшим, чем при
\ /max
определении этого предела в общей форме для всей группы станков, как это
было сделано выше.
Если обозначить через тр эксплоатационный к. п. д. цепи главного движения
[см. формулу (11. 2)], а т], — цепи подач, то отношение соответствующих мощ-
ностей Л'9 , приведенных к валу электродвигателя (или электродвигателей),
1%, М> , N1 Лго .
Л’% ~ ~ ’ ’в ’
(11.18)
К. п. д. цепи подач всегда меньше, нередко во много раз, чем к. п. д. rtl.
Так, например, исследование двух станков, упомянутых на стр. 54, дало сле-
дующие результаты (см. фиг. 22 и 23):
Станок Привод главного движения Привод подачи
в г. с. N, -Л\ + В Л. с. „ — ЛЧ в °(п Дт3 в л. с. Nn> в л. с. n,2=m+ в л. с. Л’, в Л.. с.
Токарный 70,5 16,4 86,9 81,2 0,1 2,7 2,8 3,6
Фрезерный 52,5 8,4 60,9 86,5 0,9 14,0 14,9 6,0
Все значения мощностей М указаны здесь как относительные величины в про-
центах полной мощности, подведенной из сети к двигателю станка. Как видно
из этих примеров, потери Nn мощности для механизмов подач обоих станков во
много раз превышают полезные мощности /V, подачи, играющие ничтожную роль
в общем балансе мощности. Однако из-за низких величин к. п. д. т;,, обусло-
N,.,
вленных этими потерями, отношение мощностей двигателей составляет для
/V.9J
токарного станка около 0,03, для фрезерного около 0,24 — величина, которой
пренебрегать уже нельзя, несмотря на очень малые отношения полезных
мощностей: 0,0014 в первом и 0,017 во втором случае.
Низкий к. п. д. очень многих приводов подачи обусловлен рядом причин:
применением в кинематической цепи с целью получения требуемых малых ско-
ростей 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 деталей
58
Определение основных характеристик станка
медленно движущихся по направляющим; наличием в механизме подач элементов,
которые по своей конструкции делают почти неизбежным некоторый перекос
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 эксплоатации или из исследований станков, близких
по модели к проектируемой.
Тяговые усилия, необходимые для определения мощности двигателя подачи,
можно вычислить, пользуясь следующими практическими формулами, рекомендуе-
мыми нормалью станкостроения Н48-61, разработанной в ЭНИМС докт. техн, наук
Д. Н. Решетовым и инж. Г. А. Левит
для продольных супортов токарных станков с призматическими или комби-
нированными направляющими
Q = k-Px + f'(Pz+G)- (11.19)
для продольных супортов токарных станков и столов фрезерных станков
с прямоугольными направляющими
Q = k-P.v+f'(Pz+ Ру+ G); (11.20)
для столов фрезерных станков с направляющими в форме ласточкина хвоста
Q = k.Px+f'(P2+2Py + G)- (11.21)
для шпинделей сверлильных станков
Q =(1 4- 0,5/)Р, +f~^- . (11.22)
Здесь Рх— составляющая усилия резания в направлении подачи;
Pz — составляющая усилия резания, прижимающая каретку супорта или
стол к направляющим;
Pv — составляющая усилия резания, отрывающая каретку или стол от
направляющих;
G — вес перемещаемых частей;
ЛД —крутящий момент на шпинделе;
d— диаметр шпинделя;
/'—приведенный коэфициент трения на направляющих;
/ — коэфициент трения между пинолью и кареткой и на шлицах или
шпонках шпинделя;
k — опытный коэфициент, учитывающий стремление к опрокидыванию.
При нормальных условиях смазки направляющих поверхностей можно прини-
мать: для токарных станков с призматическими или комбинированными направляю-
щими £=1,15, /' = 0,18; для токарных станков с прямоугольными напра-
вляющими k =1,1, /'=0,15; для столов фрезерных станков k = 1,4, /' — 0,2;
для пинолей сверлильных станков /=0,15.
Все эти формулы получаются из общей формулы
Q= k-Px+f-N', (11.23)
в которой N' — приближенная величина суммы нормальных сил, действующих на
грани направляющих;
/—приведенный коэфициент трения на направляющих;
Рх и k имеют значения, указанные выше.
Определение мощности электродвигателей станка
59
Соотношение между составляющими Рх, Р , Рг усилия резания зависит главным
образом от формы режущего лезвия инструмента, от характера обработки (тол-
щины срезаемого слоя) и от состояния (остроты) инструмента. Так, например,
для черновой токарной обработки нормально заточенным резцом можно принимать
в среднем Рх-.Ру :Рг = 0,25 : 0,4 :1.
Для различных процессов обработки соответствующие значения даются в курсе
„Учение о резании металлов".
Кратко изложенные здесь способы определения мощности электродвигателей
относятся к тем станкам, которые длительно работают при неизменной нагрузке,
после чего следует пауза (снятие готовой детали и установка на ее место новой
заготовки), за время которой двигатель успевает охладиться до температуры,
установленной существующими нормами на нагрев электродвигателей. Это условие
выполняется, если выбрать двигатель такой номинальной (датированной) мощности,
которая равна расчетной.
Режим работы станков некоторых типов характеризуется правильным повто-
рением одинаковых циклов, каждый из которых состоит из правильно чередую-
щихся периодов различной по величине нагрузки. У одних станков эти циклы
чередуются с более или менее длительными паузами (станки револьверные, то-
карные многорезцовые, полуавтоматы различных типов), у других циклы повто-
ряются без пауз (строгальные и долбежные станки), у третьих паузы настолько
коротки, что на температуре двигателя они почти не отражаются (одношпиндель-
ные токарно-револьверные 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 инерционные явления при пуске и торможении станка. Иногда именно
мощность, необходимая для пуска станка, зависящая от моментов инерции приво-
димых в движение масс и от сопротивлений трения (коэфициент трения покоя
часто значительно больше коэфициента трения при движении), определяет выбор
мощности двигателя. В иных случаях решающую роль играет мощность холостого
хода, по сравнению с которой мощность на резание мала.
Способы определения мощности электродвигателей станков с циклическим
характером рабочей нагрузки, с большими пусковыми моментами, с высокой
частотой пусков, остановок и реверсировании, на основе циклограммы работы
станка рассматриваются в курсе „Электропривод станков" и здесь поэтому не
излагаются.
Непрерывный прогресс в области режущего инструмента, в частности изменения
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 притти
к чрезмерным 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 (гамме) которых может быть помещен проектируемый ста-
нок. Это обусловлено тем, что в одном и том же ряду станков между мощностью
отдельной модели этого ряда—с одной стороны, и ее габаритами,весом, объемом
снимаемой стружки — с другой, существуют, по крайней мере для станков неко-
60 Определение основных характеристик станка
торых типов, зависимости, выраженные с большей или меньшей ясностью. Такого
рода контроль возможен, однако, лишь при наличии для сравнения достаточного
количества типо-размеров, выпущенных в последние годы. Иначе он может лишь
ввести в заблуждение, так как мощности станков, близких по типо-размеру и га-
баритам, но относящихся к различным периодам изготовления, могут разниться
очень сильно, иногда—в несколько раз.
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
1. Нормаль станкостроения Н 11-1 „Нормальные ряды чисел в станкостроении''
(ЭНИМС, 1943 г.).
2. Нормаль станкостроения Н 48-61 „Типовые расчеты элементов станков’, вып. IV
(ЭНИМС, 1942 г.) Авторы — Д. Н. Решетов и Г. А. Левит.
3. Н. С. Ачеркан. Расчет и конструирование станков. Том I, гл. I (ОНТИ, 1937).
4. С. А. Пресс. Электрическое оборудование металлорежущих станков (Машгиз,
1940).
5. С. А. Ринкевич. Теория электропривода (ОНТИ, 1938).
ГЛАВА III
РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПРОЕКТИРУЕМОГО СТАНКА
§ 12. ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ К КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЕ
ПРОЕКТИРУЕМОГО СТАНКА г ,
Для того чтобы возможно было приступить к конструированию станка, не-
обходимо предварительно разработать его кинематическую схему, т. е. такую
систему механизмов, которая воспроизводит все требуемые движения заготовки
и инструментов, а также вспомогательные движения (быстрые холостые переме-
щения, установочные движения, движения переключений и т. д.). В станках,
работающих по циклу, эти движения должны совершаться автоматически в опре-
деленной последовательности, что также должно обеспечиваться выбранной кине-
матической 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 эксплоатационном
и технологическом отношениях, то столь же неравноценны и различные варианты
кинематической схемы, хотя бы все они и давали требуемый цикл движений. Так,
например, из двух вариантов, заключающих различные числа ползушек с шарниром
(типа кулисного камня), лучшим будет при прочих одинаковых условиях вариант
с меньшим числом ползушек, так как их шарниры и направляющие поверхности
довольно быстро срабатываются, зазоры в сопряжениях возрастают, и качество
работы машины нарушается. Именно из-за этого эксплоатационного недостатка
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 (см. § 61). .
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 меньших по габаритам и весу. При решении по-
добных вопросов необходимо принимать в расчет не только выгоды, достигаемые
унификацией, в отношении производства нового станка, но и эксплоатационные
недостатки (усложнение 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 меха-
низмов и машин”) могут быть построены отвечающие этим движениям кинемати-
62
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
ческие 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 от-
дельных 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 кинемати-
ческая 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 эксплоатации вследствие более частых
неполадок.
Оценка степени сложности сравниваемых вариантов схемы обычно не предста-
вляет затруднений. Критериями ее являются:
1. Количество элементов, которые входят в состав кинематической схемы станка:
валов, передач ременных, цепных, зубчатых, червячных, реечных, кулачных, вин-
товых, кулис, сцепных муфт и пр.; цилиндров с поршнями и штоками, золот-
ников, клапанов и других распределительных органов гидросистемы, трубопрово-
дов 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 цен-
трального колеса, мальтийские механизмы, многодисковые фрикционные муфты,
универсальные шарнирные муфты, кулисы.
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: яри подобном расположе-
нии валов упрощается расточка таких отливок, как корпусы коробок скоростей,
стойки и т. п. Наклонные валы можно применять лишь в тех случаях, когда этим
достигается укорочение кинематической цепи, т. е. уменьшение числа ее звеньев.
По тем же соображениям с целью упрощения расточки в корпусах мест под опоры
валов рекомендуется там, где это возможно, располагать валы соосно.
Иногда вертикальное расположение вала несколько осложняет конструкцию:
труднее смазка и уплотнение опор, необходимы специальные конструктивные меры
против соскальзывания вниз под действием собственного веса некоторых деталей,
сидящих на валу (см., например, о конструкции многодисковых муфт для вертикаль-
ных валов в § 54 Б); к рабочим осевым усилиям добавляется сила веса вала с дета-
лями, что сказывается на конструкции опор. Напротив, там, где особо важное зна-
чение имеет малый прогиб вала (шпиндель с насаженным ротором), предпочтительнее
вертикальное расположение его. Подобного рода соображения должны учитываться
при разработке кинематической схемы.
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 (см.
ниже).
Б. Наибольшая возможная автоматизация станка, иначе говоря,
наименьшее возможное участие рабочего в осуществлении движений
рабочих органов станка за исключением установочных движений при наладке.
Соблюдение этого требования исключает влияние рабочего на скорость и точность
Требования к кинематической схеме станка
63
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 слож-
ной 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 станка 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
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 станка, 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.), и руководствуясь опытом
эксплоатации аналогичных станков.
Наибольшая степень 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 очень большое внимание при проектировании станка.
В. Возможно высокий к. п. д. тех кинематических цепей, в конце кото-
рых расходуется большая часть энергии, потребляемой станком. Для большинства
станков это требование относится лишь к цепи главного движения, в остальных
цепях схемы передаваемая мощность мала, следовательно, и при низком 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 § 11).
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 червячные, вин-
товые (винт и гайка), планетарные. Серьезное внимание должно быть уделено
также конструкции опор шпинделя и всех быстроходных валов.
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 невы-
сокими (цепи подач токарных, фрезерных, сверлильных, расточных и других стан-
ков). Для других цепей эти требования являются решающими, так как даже малые
ошибки движения конечного ведомого звена цепи приводят к недопустимым откло-
нениям некоторых важнейших размеров обработанного изделия от величин, уста-
новленных техническими условиями. Это относится главным образом к цепям подачи
станков для нарезания резьб и к цепям обкатки зубообрабатывающих станков.
Ошибки движения отдельных механизмов, которые входят в состав кинемати-
ческой цепи, обусловлены различными причинами: погрешностями размеров и формы
звеньев и их относительного положения, зазорами между сопряженными поверхно-
стями элементов кинематических пар, неравномерностью передачи движения, при-
сущей самой природе механизма (например, в цепных передачах; см. § 33), отно-
сительным проскальзыванием в ременных, фрикционных передачах и фрикционных
муфтах и т. д. Точность спроектированного механизма может быть рассчитана
64
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
с помощью методов теории точности механизмов, установленных в наиболее общей
форме в ряде работ (1941 —1946 гг.) акад. Н. Г. Бруевича. Вычислив на основе этой
теории ошибки перемещений соответствующих конечных звеньев цепей кинемати-
ческой схемы для каждого из сравниваемых вариантов, можно таким образом от-
делить те из вариантов, которые не удовлетворяют поставленным требованиям
точности.
В гидравлических передачах большое влияние на скорость и равномерность
движения ведомого элемента станка оказывают утечки масла в различных местах
кинематической цепи.
Причины подобного рода полностью неустранимы, и вызываемые ими погреш-
ности могут быть лишь ограничены путем установления технологически приемлемых
норм допусков на неточности размеров, формы и относительного положения
звеньев механизмов. Неизбежна поэтому неточность движения конечного ведомого
звена кинематической цепи. Для того чтобы уменьшить до необходимых пределов
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 юждому из возможных вариантов упомянутые методы анализа точности меха-
низмов.
Как показывает исследование, действенными средствами увеличения точности
кинематических цепей являются сокращение количества ее звеньев и кинематических
пар, а особенно уменьшение величин передаточных отношений в цепи. Желательно
притом, чтобы конечное ведомое звено ее было самым тихоходным.
Отсюда следует, в частности, что в кинематических целях, связывающих такие
элементы станка, скорости движения которых должны быть очень точно согласованы,
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), цепи обкатки зуборезных станков, копировальные
цепи копировально-фрезерных и других станков. Ошибки всех этих щпей непо-
средственно отражаются на точности нарезанного винта, зубчатого колеса, обра-
ботанной фасонной поверхности.
Напротив, вполне допустимо применение указанных передач (и фрикционных
муфт) в цепях, связывающих детали станка, скорости движения которых не должны
находиться в строго постоянном отношении.
Если требование высокой точности предъявляется не к закону движения, а лишь
к ряду отдельных положений последнего ведомого звена цепи — супорта или стола
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 станков
обеспечивается упорами или фиксаторами. Включение в подобные цепи передач
с отношением, сравнительно сильно колеблющимся вследствие, например проскаль-
зывания фрикционных элементов, утечек (в гидросистемах), больших погрешностей
изготовления или сборки деталей передачи и тому подобных причин, также допу-
стимо как в случае, указанном выше.
При разработке кинематической схемы станка выделение в ней цепей, к дви-
жениям которых должно быть предъявлено требование точности более высокой,
чем для остальных цепей, обычно не предъявляет затруднений для конструктора.
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.
Требования к кинематической схеме станка
65
Сказанное выше можно иллюстрировать следующим примером. В резьбофрезерном
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 инструмент вместе
с фрезерной головкой, либо заготовка вместе со шпиндельной бабкой. Понятно,
что от точности осевого перемещения на один оборот заготовки зависит непосред-
ственно точность шага нарезанной резьбы, а от постоянства отношения скоростей
этих двух движений в пределах каждого оборота заготовки — правильность витка
резьбы, т. е. постоянство угла подъема ее винтовой линии в пределах одного витка.
Отсюда следует, что ошибки кинематической цепи, связывающей 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. скорость этого движения не должна следовать жела-
емому закону с большой строгостью. Важно только добиться точности конечного
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 нег
оснований.
То же самое относится к цепи перемещения заготовки в шпинделе перед за-
жатием, поскольку точность осевого положения ее гарантируется специальным огра-
ничителем.
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 качестве 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. 24 изображена кинематическая схема резьбофиезерного магазинного авто-
мата. Как видно из схемы, многие цепи станка гидрофицированы. Круговая подача
шпинделя 9 изделия и осевая подача фрезерной головки 13 связаны следующей
цепью: зубчатое колесо 7 на шпинделе изделия — передаточное колесо 8— линейка 2
с рейкой на верхней грани (установка линейки соответственно шагу резьбы микро-
метрическим винтом 3) — толкающий шток 77 — салазки фрезерной головки 13.
Цепь замкнута давлением масла на поршень цилиндра 16, постоянно прижимаю-
щий своим штоком нижние салазки фрезерной головки к толкателю 77.
По указанным выше причинам в этой цепи отсутствуют элементы, допускающие
относительное проскальзывание.
Механизм подачи на глубину фрезерования изображен отдельно на фиг. 25
(нумерация позиций общая с фиг. 24). Быстрое перемещение фрезерной головки 13
с фрезой 72 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 73 будет определяться следующей
кинематической цепью: зубчатое колесо 7 шпинделя (см. фиг. 24) — зубчатое колесо 29
с кулаком 30—шток 27 с роликом 28 на одном конце и башмаком 25 (пере-
ставляется в салазках соответственно высоте профиля резьбы) — рычаг 24, валик 23,
шестерня 22— рейка 27, поршневой шток 20, шток 18, связанный с цЬрезерной
головкой. Силовое замыкание цели — давлением масла на поршень цилиндра 19.
Соответственно циклу поперечной подачи фрезы—врезание в течение 1Ц оборота
заготовки, фрезерование полной глубины резьбы в течение одного оборота и выход
из нитки в течение 1/8 оборота — профилирован кулачок 30 и подобрано переда-
точное отношение зубчатых колес 7 и 29. Поперечное перемещение ограничено
здесь упором 77, точно устанавливаемым по лимбу.
Осевое перемещение заготовки в шпинделе 9 перед ее зажатием производится
поршневым штоком 5 гидравлического цилиндра 6. Этот шток упирается своим
5 Ачеркан Н. С. 565
66
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
концом в торец заготовки, загруженной в шпиндель из лотка 10, и подает ее впе-
ред до внутреннего буртика зажимной цанги, который таким образом ограничивает
осевое перемещение заготовки.
Шпиндель 9 приводится во вращение (на 1 \ 1 -1- Vg = 13/8 оборота) што-
ком 4 с нарезанной на нем рейкой (см. фиг. 24 и 25), сцепляющейся с зубчатым
колесом 7. Необходимый для
JL этого подъем штока 4 вверх про-
изводится давлением масла на
поршень снизу. Очевидно, что
некоторая неравномерность ско-
рости штока 4 (вследствие, на-
пример, пульсации подачи насоса
или уменьшения вязкости посте-
пенно нагревающегося масла, а
вместе с тем и величины утечек)
не отразится на отношении
скоростей вращения шпинделя и
осевой подачи фрезы.
Фрезерному шпинделю враще-
ния сообщается от электродвига-
теля 14 через трехступенчатую
коробку скоростей.
Таким образом анализу на
точность движения целесообразно
подвергнуть в данном случае
лишь одну кинематическую цепь—
осевых подач фрезы. Для осталь-
ных цепей практической надоб-
ности в этом нет.
Рассмотренный способ решения поставленной задачи нередко может оказаться
на практике неудобным потому, что вариант кинематической схемы, характеризу-
ющийся 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 эксплоатации станков. Необходимо, однако, иметь в виду,
Требования к кинематической схеме станка
67
что с уменьшением допусков на неточность изготовления возрастает себестоимость
(подробнее этот вопрос рассматривается в курсе „Технология машиностроения")
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 такой способ получения должной точности
работы проектируемого станка, следует прежде всего выделить те цепи кинемати-
ческой схемы, которые влияют на точность обработанного на станке изделия, и затем
рассчитать 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 и при такой точности механической обработки его деталей, кото-
рую нетрудно выдержать в условиях данного производства.
В пользу этого пу1и решения поставленной задачи —его можно назвать техно-
логическим — говорит то обстоятельство, что, как показали исследования, произ-
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. Например, для токарно-винторезного станка
1Д62 (20-ДИП) распределение наружных цилиндрических поверхностей и цилин-
дрических отверстий по классам точности представляется в следующем виде:
Класс точности
1 2 3 4 Свободные размеры Всего
Наружные цилиндрические
поверхности
Количество поверхностей % к общему количеству — 22 4,5 6 1,3 178 36.5 282 57,7 488 10J
Цилиндрические отверстия
Количество поверхностей % к общему количеству 9 57 40 25,2 3.1 4 2,5 101 63,5 159 100
С другоГ: 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
вследствие износа поверхностей трения на направляющих и в опорах, поверхно-
стей 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 достаточного длительного срока
эксплоатации 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-
68
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
ностям трения. Поэтому, например, в современном станкостроении широко приме-
няют закалку с нагревом кислородно-ацетиленовым или другим пламенем напра-
вляющих станин, 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 не-
прерывным делительным движением, стремятся брать возможно большими, так как
при существующих допусках на неточность изготовления зубчатых и червячных
• колес с увеличением их диаметров ошибки зацепления уменьшаются *. 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 делитель-
ной 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 частей 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 вре-
мени работы станка (ошибки зубчатых и червячных колес, резьбы винтов и червяков,
зазоры в опорах, шарнирах и т. д.), то в принципе следовало бы требовать,
чтобы всякий компенсатор также действовал непрерывно, т. е. следовало бы кон-
струировать все компенсаторы как автоматически регулирующие устройства.
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 непрерывного 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 точ-
ности (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
токарновинторезного или резьбошлифовального станка. Для получения в результате
обработки на таком станке 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 цепи подач. Назначением коррекционной линейки и является компен-
сация этих погрешностей. Она компенсирует также погрешности движения супорга
или стола, обусловленные ошибками положения ходового винта. Конструкции кор-
рекционных устройств рассматриваются в § 59, а принцип работы их известен
из раздела „Кинематика станков".
Тот же принцип лежит и в основе устройства с коррекционным диском для
компенсации первоначальных погрешностей зацепления делительной передачи зуборез-
ного станка. Схема устройства изображена на фиг. 26 (см. также фиг. 291
на стр. 286). Червяк 7 получает здесь небольшие добавочные осевые перемеще-
ния от коррекционного диска 3, заклиненного на валике червячного колеса 2.
KpHBjH а диска воздействует на конец рычага 4, который другим своим концом
1 В машинах для кругового деления число зубьев червячного колеса стола доходит
до 720 (угловой шаг 0,5").
Требования к кинематической схеме станка
69
упирается в шайбу (или в торец втулки и т. п.) 5, жестко закрепленную на валике
червяка 7. Давление пружин 6 замыкает цепь 3—4—5. Кривая а построена соот-
ветственно погрешностям червячной передачи 7—2 таким образом, что они с вы-
сокой точностью компенсируются осевыми перемещениями червяка.
В большинстве случаев компенсаторы имеют иное назначение — уничтожать
чрезмерно большие зазоры в передачах, подшипниках, направляющих и т. п,
Фиг. 26.
Фиг. 27.
и таким образом замыкать кинематическую цепь. Иначе под действием перемен-
ных по величине и направлению усилий во время работы станка точность дви-
Фиг. 28.
Жений его частей, например шпинделя, супорта, стола и т. д., не могла бы быть дости-
гнута. Такие компенсаторы также могут быть сконструированы как непрерывно
действующие; однако в отличие от коррекционных устройств они не компенсируют
погрешностей, обусловленных неточностью изготовления и сборки. Поэтому во мно-
гих случаях компенсаторы этого рода конструируют не как автоматические, а как
периодически регулируемые от руки.
Примеры таких компенсаторов изображены на фиг. 27 и 28
70
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
В конструкции по фиг. 27 (червячное колесо привода управляющего вала
небольшого токарного автомата) зазор в зацеплении червяка с червячным колесом
может быть уменьшен до желаемой величины относительным поворотом половин
7 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 зубообрабатывающих станков.
Конструкция по фиг. 28 (червячная передача в приводе круглого сгола бескон-
сольного вертикально-фрезерного станка модели 6Д16) по принципу дей-
ствия аналогична изображенной на фиг. 27. Два одинаковых червяка 7 и 2, свя-
занных конической зубчатой передачей с отношением 1:1, позволяют уничтожить
чрезмерный зазор в зацеплении подвинчиванием регулировочной гайки 3. В уста-
новленном положении 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 непре-
рывно действующих автоматических компенсаторов возможно, часто—целесообразно
(например в опорах шпинделей точных станков), однако не необходимо по причине,
указанной выше (стр. 69). Поэтому, например, автоматическая регулировка зазора
в подшипниках скольжения главных шпинделей постоянно приложенным давлением
пружины (см. фиг. 409) или масла (см. фиг. 410) применяется в современных
станках значительно реже, чем периодическое регулирование от руки (см. фиг. 411,
412 и др.).
Напротив, в опорах главных шпинделей с подшипниками качения такой способ
компенсации игры используется довольно часто, главным образом в шлифовальных
станках (см. § 53 Д и фиг. 441).
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.
Д. К станкам, предназначаемым для чистовой 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 охотно используют червячную передачу — она обеспечивает большую плав-
ность 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.
§ 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 удовлетворять кинематическая цепь, преобразующая
движение.
2. Количество различных механизмов, сочетаниями которых можно осуществить
требуемый закон движения соответствующего элемента станка, более или менее
Факторы, определяющие структуру кинематических цепей станка
71
значительно (оно зависит от закона движения); поэтому может быть очень боль-
шим число таких разнообразных комбинаций этих механизмов, которые одинаково
удовлетворяют поставленной кинематической задаче.
Отсюда следует, что для правильного выбора структуры кинематической цепи
и составляющих ее звеньев необходимо иметь прежде всего точное и полное пред-
ставление о назначении этой цепи и движениях рабочих, холостых и установочных,
которое должно совершать ее конечное ведомое звено во время работы и при t
наладке станка. Необходимо, кроме того, знать границы возможного и целесооб-
разного использования различных механизмов, применяемых в современном машино-
строении: верхний и нижний пределы передаточного отношения, закономерность
его изменений, 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 эксплоатационными характеристиками различного рода
механизмов, 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 ц е п и. Движение
их может быть вращательным, прямолинейным, винтовым и т. д. Исходное движе-
ние (начального звена цепи) большей частью вращательное, реже прямолинейное
(например в механизмах управления — передача с рейки на зубчатое колесо). Так
как движения этого рода можно преобразовать во вращательное же или прямо-
линейное посредством наиболее простых по конструкции механизмов, то движения
сложного характера приводятся к двум названным. Например, при фрезеровании
по модели (копиру) поверхностей штампов, прессформ и т. п. необходимое слож-
ное движение инструмента относительно заготовки получается в некоторых копиро-
вально-фрезерных полуавтоматах посредством вращений в одну и другую сторону
трех взаимно перпендикулярных ходовых винтов, т. е. слагается из трех прямо-
линейных движений параллельно осям прямоугольной системы координат (см. на-
пример, фиг. 29 (1—1, 2—2, 3—3), копировально-фрезерный полуавтомат мо-
дели 6441А с электромеханическим управлением по системе Т. Н. Соколова).
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. 30,
кронштейн, несущий фрезу, и столик с заготовкой получают здесь вращение
вокруг различных осей от двух кулачков. Кривые их построены с таким расчетом,
чтобы фреза двигалась по требуемой траектории относительно заготовки. Следует
заметить, что движение по сложной плоской кривой, необходимое, например, 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 конечных звеньев кинематической цепи,
для преобразования движения в станках используются следующие передачи и ме-
ханизмы :
а) Для преобразования вращательного движения во вращательное же;
при параллельных осях ведущего и ведомого валов — передачи ременная, цеп-
ная, цилиндрическими прямозубыми или косозубыми колесами;
при пересекающихся осях обоих валов — передачи коническими колесами
прямозубыми или с криволинейными зубьями, редко ременная, фрикционная (ди-
72
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
сками трения) или плоско-цилиндрическая (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
Фиг. 2.9.
салазок осуществляется посред-
ством каната, который наматы-
вается на вращающийся барабан
; см. § 62). В станках с инстру-
ментом в форме ленты (ленточ-
ных пилах, ленточно-опиловоч-
ных, ленточно-шлифовальных и
полировальных станках; прямо-
линейное главное движение полу-
чается без промежуточных передач.
Фиг. 30.
в) Преобразование прямолинейного движения вс- 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
кривошипно-шатунную, кулачную или храповую передачу.
г) Преобразование вращательного движения в плоское по криволи-
нейной траектории может быть осуществлено при помощи плоского копир.,
соответствующей формы, как это является обычным, например, для копировально•
фрезерных станков, или пантографа (гравировально-фрезерные станки). Приме-
няются также сочетания пантографа с копирами (полуавтоматы для обработки кулач-
ков распределительных валиков двигателей внутреннего горения) и более или ме-
нее сложные рычажные системы.
д) Аналогично, для преобразования п р я м о л 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 (п. гид) движение по криволинейной траектории
получается сложением по крайней мере двух простых движений, например прямо-
линейного и вращательного или двух прямолинейных движений. Так, при токарной
обработке фасонных тел вращения сложное движение резца относительно поверх-
Факторы, определяющие структуру кинематических цепей станка
73
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 эксплоатационными 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 сильной редукции используются
червячные передачи, планетарные механизмы, ряд зубчатых передач, включенных
в кинематическую цепь последовательно, передачи винтом и гайкой, червяком и рей-
кой либо сочетания этих механизмов. Выбор решения определяется величиной тре-
буемой редукции, к. п. д. различных вариантов л степенью легкости изготовления;
в последнем отношении, например, червячные и планетарные механизмы уступают
зубчатым, цепным и тем более ременным передачам.
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 П1ПНхР. >
>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 (сверхскоростное фрезерование, точе-
ние, скоростное резание по методу проф. В. А. Кривоухова и т. д.) в при-
воде станков должны получить распространение высокочастотные электродвигатели.
Построенные в Союзе ССР двигатели этого рода, работающие с числами оборотов,
которые составляют много десятков тысяч в минуту, дали в эксплоатации хорошие
результаты.
Цени 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 цени при переключении cynopia, 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,
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 и фрикционные
муфты.
4. Регулирование передаточного отношения кинематической цепи.
Понятно, что цепь получается пр.1 прочих одинаковых условиях более простой,
1 Передаточным отношением будет называться в дальнейшем отношение числа
об/мин в е д о м о г о вала к числу об/мин в е д у щ е г о, передаточным числом — обрат-
ное отношение. Определения „большое”, „малое” передаточное отношение или число от-
носятся к арифметическому выражению этих величин; например, если = 1 :5, а =
= 1:2, то h больше, чем /(.
74
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
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 вре-
мени 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. Степень сложности соответствующих кине-
матических цепей коробок скоростей и коробок подач зависит главным образом
от потребного количества передаточных отношений и их предельных значений,
т. е. от числа ступеней и диапазона скоростей коробки.
Непрерывное бесступенчатое изменение передаточного отношения кинематиче-
ской цепи в процессе выполнения операции бывает надобно или желательно
в сравнительно редких случаях, как, например, в цепи 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 извест-
ной степени от частоты и периодичности реверсирования (см. § 73). Его место-
положение в кинематической цепи часто определяется тем, что направления движе-
ния 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 кривошипно-шатунного
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 при 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 (например, поперечные супорты
токарных автоматов и многорезцовых токарных станков).
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 вы-
полнении 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 или
менее значительное число оборотов в каждом направлении, и для реверсирования
его в кинематическую цепь вводят обычно какой-либо механизм.
Главное возвратно-вращательное движение, при котором шпиндель совершает
менее одного оборота до реверсирования, может требоваться в станках лишь
в редких случаях, например для токарной обработки неполных цилиндрических
поверхностей деталей, подобных изображенным на фиг. 31, а — в. Она может быть
выполнена на станке, часть кинематической схемы которого представлена на фиг. 32.
Благодаря тому, что в цепь привода шпинделя включена качающаяся кулиса, не-
Факторы, определяющие структуру кинематических цепей станка
75
прерывное вращательное движение электродвигателя сравнительно просто пре-
образуется здесь в возвратно-вращательное движение шпинделя. Число колебаний
шпинделя в минуту настраивается с помощью показанной на схеме пары сменных
колес, угол его качаний — изменением радиуса кривошипа (перестановкой пальца
в прорези кривошипного диска, на схеме не изображенной). Как это видно из
схемы, угловая скорость шпинделя в каждый момент времени пропорциональна
линейной скорости верхнего пальца и камня кулисы, связывающего ее с рейкой.
Так как эта скорость падает постепенно от максимума в середине хода до нуля
Обтачиваемая поверхность
Фиг. 31.
в конце каждого хода, то реверсирование шпинделя происходит без жестких уда-
ров (ударов первого рода).
Если кинематическая цепь приводится от отдельного электродвигателя, и при
реверсировании ее конечного ведомого звена может быть допущено измене-
ние направления движений также всех осталь-
ных звеньев цепи, то нередко наиболее про-
стое решение достигается применением в при-
воде реверсивного электродвигателя. Надоб-
ность в каком-либо механическом реверсирую-
щем устройстве при этом, естественно, отпа-
дает.
В гидравлических цепях реверсирование
движения осуществляется переключением на-
правления циркулирующего в ней потока масла
поворотом крана, перемещением золотника
и т. п. Управление этими распределительными
органами гидросистемы большей частью автома-
тическое.
Способы реверсирования движений и наибо-
лее распространенные в станках реверсирую-
щие устройства подробнее рассмотрены в
гл. XIII, § 72—75.
6. Непрерывность или периодич-
происходящих непрерывно
ность движения. Для осуществления движений,
в течение более или менее длительного отрезка времени, в большинстве случаев
достаточны механизмы, перечисленные 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 станках
при работе дисковой или пальцевой модульной фрезой, делительные (индексирующие)
движения в револьверных станках и автоматах (повороты револьверной головки),
в многошпиндельных автоматах и полуавтоматах (повороты шпиндельного барабана
или стола), в многопозиционных станках различных типов (повороты стола). Все
движения этого рода имеют целью переместить заютовку или инструмент в новое
76
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
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 положение 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 храповый механизм либо включают цепь в работу на
соответствующее короткое время при помощи сцепной муфты или пуская электро-
двигатель, если эта цепь приводится от отдельного двигателя.
Применяемые в станках механизмы для периодических движений рассмотрены
в гл. XII.
Кинематические и эксплоатационные характеристики различных механизмов, из
которых составляются кинематические цепи станков, указаны в дальнейших главах,
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 неко-
торые общие указания по разработке схемы. Иногда специальные эксплоатационные
требования, предъявляемые к станку, вынуждают отступать и от формулированных
ниже общих правил.
А. Кинематическая цепь содержит тем меньше передач, чем меньше при прочих
одинаковых условиях различаются скорости ведущего и ведомого звеньев ее; по-
этому упрощения цепи можно нередко достигнуть, уменьшая степень осуществляе-
мого ею понижения или повышения скорости.
Эго указание относится главным образом к тем случаям, когда конечное ве-
домое звено цепи должно иметь очень высокую скорость. Так, например, если
шпиндель станка должен вращаться с числом оборотов в несколько десятков
тысяч в минуту, то кинематическая цепь получится более простой при применении
в приводе электродвигателя с псинхр 3000 об,'мин. Аналогично при необходи-
мости большой редукции скорости иногда окажется выгодным использовать дви-
гатель с tieuHxp = 1С00 или 750 об мин, вместо более распространенных в станках
двигателей с и, инхр — 1500 или 3000 об/мин.
При решении этого вопроса нужно проверить подсчетом, насколько эффектив-
ным будет применение намеченного двигателя: диапазон передаточных отношений
для передачи каждого типа — зубчатой, червячной, ременной и т. д. — сравни-
тельно значителен, и поэтому увеличение или уменьшение числа оборотов двига-
теля в два-три раза иногда может остаться без влияния на структуру и количе-
ство механизмов кинематической цепи. Необходимо, кроме того, учитывать, что
габариты и вес двигателя тем 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.
Б. Полное передаточное отношение i кинематической цепи можно разложить
на частные передаточные отношения
i = . .. ик, (14.1)
где каждый множитель и;- отвечает отдельному механизму, а индекс j указывает
на место механизма в цепи, т. е. его порядковый номер, считая по направлению
от начального ведущего звена к конечному ведомому. При числовых значениях и,-,
выбранных в соответствии с намеченными типами механизмов, разложение i можно
произвести многими различными способами. Из всех возможных вариантов разло-
жения наиболее выгодным в конструктивном отношении является, вообще говоря.
Разработка кинематических схем станков
77
тот, при котором множители и;- расположены в порядке уменьшающихся величин,
т. е. при котором
U sS и., п:1 ик.
(14.2)
так как при этом числа оборотов валов, последовательно связанных передачами,
убывают медленнее в понижающих цепях и возрастают
чем при всяком ином расположении w;-. Действительно,
для вала с порядковым номером j число tij об/мин.
П, = П1- • и2- Uj
(14.3)
тем больше, чем больше множители ut, и2, . . . iij _ i,
т. е. наибольшие значения п2 — пх ult ns — пх- иА-и2,
ni = nl-u1-u2- и3,. . . получаются при соблюдении усло-
вий (14. 2).
Следовательно, если, например, требуется редукция
то из разложений, возможных при составлении
кинематической цепи из двух цилиндрических зубча-
тых передач в одной червячной,
быстрее в повышающих,
i _ i J_,J_ =_L 1 Х = ± J__________L = JL.-L.JL = 1 1 i i i i
480 ~ 2 ' 4 ’ 60 2 ‘ 60 ’ 4 ~ 4 ’ 2 ' 60 4 * 60 ’ 2 60 ’ 2 ‘ 4 = 60 ' 4 ’ 2
наиболее целесообразным будет первое (схема на фиг. 33).
Формулированное правило основано на том соображении, что многие размеры
деталей механизмов кинематической цепи, передающей некоторую мощность N, по
мере уменьшения чисел п об/мин увеличиваются. Например, поперечное сечение
вала возрастает обратно пропорционально j/tp- Действительно, диаметр d вала
(сплошного сечения), подвергающегося одновременному действию моментов изги-
бающего М и крутящего Мк определяется при расчете на усталость формулой:
— X —
Фиг. 34.
d = 2,17
°-1
п'
(14.4)
Здесь М1П и Мкт — средние значения изгибающего и крутя-
щего моментов в кгмм;
В и В-— коэфициенты, учитывающие цикл изме-
нения напряжений и влияние концентра-
ции напряжений соответственно при
изгибе и при кручении;
б_ j — предел усталости материала при знакопеременном симме-
тричном цикле напряжений на изгиб в кг/лгл2;
«' — принятый коэффициент безопасности.
Пусть вал передает мощность л. с. при п об/мин; тогда крутящий момент
Мкт = 716 200 — кгмм. Наибольший изгибающий момент при обозначениях фиг. 34:
,, г> В г)
тт = Р~', где Р—окружное усилие на радиусе-^-, т. е. Р ———следо-
вательно, ^~~-Мкт или также Мт = с- Мкт , где с—2 ~~~.
Так как i и п' от угловой скорости вала не зависят, то формулу (14. 4)
можно написать в виде
d = С±\/(В-с- Мкт )2+(Вк-Мкт )г = }/(В- с)2 4- В^ 1/-Л4КЯ1 (14.5)
78
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
или
d = G, ]/Ж7 , (14.6)
где множитель С2=С1 у(В-с)2-[-В2 от п не зависит. Подстановка сюда Мкт =
дг
= 716 200 —- кгмм дает для диаметра d вала выражение
или при N = const
й = (14.7)
)/ п
Следовательно, сечение вала обратно пропорционально при прочих одинаковых
2
условиях величине п .
Из формул для расчета величины т модуля зубчатого колеса по напряжениям
изгиоа и напряжениям в поверхностных слоях зуба следует, что при прочих оди-
з_____________________________________________________
паковых условиях модуль обратно пропорционален я, где также и здесь п -
число оборотов в минуту. Так как наружный диаметр колеса D= /n(s —|— 2),
где z — число зубьев, то габарит колеса D-Ь =4(г + 2)т2 при 4i=-^ = const об-
ратно пропорционален п з~.
Для ременного шкива диаметром D мм и шириной Ь мм наибольший переда-
ваемый крутящий момент
А1„- = ршах Z’-'2-— кгмм, (14.8)
где рп,ах— наибольшая допускаемая нагрузка ремня в кг1 мм. Отсюда габарит
шкива
л , 2МК 2-716 200 JV 1 „ с,
L)-b -=----h- =----------- • — мм2 (14.9;
7?max 7?тах п
при A/ = const и p.nax = const обратно пропорционален числу п оборотов в минуту
вала, на котором закреплен шкив.
Аналогично изменяются в зависимости от числа оборотов в минуту размеры
деталей также различных других механизмов кинематических цепей. Поэтому
в целях уменьшения габаритов механизмов станка и экономии материалов на их
изготовление редукцию скорости выгодно при выбранной структуре кинематиче-
ской цепи замедлять, т. е. располагать в ней передачи в таком порядке, чтобы
числа оборотов валов убывали как можно медленнее. По тем же причинам в ки-
нематических цепях с постепенным повышением чисел оборотов передачу с наи-
большим передаточным отношением целесообразно включать в цепь возможно
ближе к ее начальному ведущему звену и т. д.
Насколько сильно повлияет порядок расположения передач на размеры де-
талей механизмов кинематической цепи, можно легко выяснить в каждом отдель-
ном случае, пользуясь подсчетами, подобными приведенным выше, или по еще
более упрощенным формулам. Так, для приведенного выше примера при схеме
С яДЗ
по фиг. 33 числа об мин валов, их диаметры </ = -—• и сечения F = — —
I п
Т& 1
= --т=- составляют:
4
Разработка кинематических схем станков
79
вал I вал II вал III вал IV
М d = 3~ = di 'И 2 di ]/2 = l,26rft Л| 8 4 |/8~ = 2di _П1_ 480 di '|/480 = 7,8^1
|/ к 'С2 1 = /-i f, |/22 = 1,58ft ft'|/8^ = 4ft Fi |/4802 = 61,3fj
1/«3 , . 1 / Если же расположить передачи в противоположном порядке, т. е. 1г — (чер-
вячная передача), Z, = 1 • 1 / г и /3 =—(зубчатые передачи), то получатся следующие
результаты:
вал 1
п = 72l
d = dl
F =
вал IV
480
z/1'|/480 = 7,8<Zt
ft j/ 18№ == 61,3f,
Bin 11
nt
60
г/1 |/бО = 3,9z/j
Hj|/607= 15,37,
вал III
ni
210
p/240 = 6,2rf,
F 'j/2402 = 38,6ft
Таким образом в этом случае диаметры валов II и III в 3,1 раз, а их сечения
в 9,6 раз больше, чем при первом расположении передач.
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 эксплоатацию или обслуживание
станка. Например, из трех схем привода шпинделя, изображенных на фиг. 35,
заслуживает предпочтения последняя (фиг. 35, в), при которой легко возможно
консольное крепление приводного шкива, так как при ином расположении его
(фиг. 35, а и б) смена клиновых ремней обычно требует довольно значительной
разборки. При разложении общего передаточного отношения кинематической цепи
частные обстоятельства такого рода следует обязательно принимать во вни-
мание.
Е. Кинематическая цепь должна нередко осуществлять различные числа
«t, п2... , п, об мин конечного ведомого звена при постоянном числе п0 об/мин
начального ведущего. Это возможно сделать различными способами. Можно, на-
пример, включить в цепь одну сменную передачу (пару сменных зубчатых колес
или шкивов) с постоянным межцентровым расстоянием, позволяющую установить
передаточные отношения н1; и2, ..., пропорциональные требуемым значе-
80
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
ниям П|, п2, . . . , пг. Для этого потребуется не менее z сменных колес или шкивов
при четном числе z ступеней скорости и не менее (г-|-1) при нечетном z (см,
стр. 81). Необходимое число передач можно часто уменьшить, особенно при
больших количествах ступеней^ вводя в кинематическую цепь несколько механиз-
мов с постоянными передачами, которые дают ри р2, . . . , рт различных переда-
точных отношений, причем
PrPi- • • -Pw = z- (14.10)
Каждое из требуемых передаточных отношений цени получается при опреде-
ленной комбинации передаточных отношений этих механизмов. Если р± отношений
первого механизма устанавливаются посредством pt пар зубчатых колес, р2 отно-
шений второго механизма — посредством р2 пар колес и т. д., то общее число
зубчатых колес в этих механизмах равно
2(Р1 + Рг+ +PW)=SK. (14.11)
Наиболее экономным в отношении числа колес будет то решение, при кото-
ром сумма SK имеет минимальное значение. Определение экстремума в данном слу-
чае чрезвычайно просто: вводя лагранжев множитель к и дифференцируя функцию
W W
Е/7 4-к(д— П р } по р , получаем
1 _= 0,
Ру
где у =1,2, откуда непосредственно следует условие экстремума SK:
ру = \-z = const, (14.12)
т. е. ру = р2 — . .-=pw, и на основании формулы (14. 10)
w ,—
Р1 = Рг = • • ~ Pw = Р = Vz • (14.13)
В том, что это условие приводит действительно к минимальному значению
суммы SK, можно легко убедиться в каждом случае, произвольно изменяя зна-
чения р
Таким образом в кинематической цепи, которая должна давать z различных
отношений /у, устанавливаемых при помощи то механизмов с постоянными (не
сменными) передачами и изменяемыми независимыми передаточными отноше-
ниями и-, количество передач будет наименьшим, если числа передач во всех w
механизмах одинаковы и равны ]Л. Так, например, коробка на z = 64 ступени
подачи при w = 3 независимых группах передач 1 в ней получится наиболее эко-
номной в отношении общего числа зубчатых колес, если каждую групп)' соста-
з
вить из р=]/б4 = 4 передач (фиг. 36); при этом 64 = 4-4-4, и число колес ко-
робки S,. = 2-ю• р = 24. При любых других числах постоянных передач между валами
1 и II, II и III, III и IV общее количество зубчатых колес будет больше; напри-
мер, при варианте 64 = 2 4-8 число колес было бы SK = 2 (2 4-4—{—8)= 28.
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 -S'A =
= 2(4-|-4)-|-4 = 20, при варианте 64 = 2-4-8 Sft = 2 X (2 -f- 4) -ф- 8 = 2.), т. е.
в отношении числа зубчатых колес оба варианта равноценны, а постоянных пере-
дач во второй коробке даже меньше, чем в первой: соответственно St=12 и 16.
1 Группой называется здесь и в дальнейшем совокупноегь передач между двумя по-
следовательными валами коробки или редуктора.
Разработка кинематических схем станков
81
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-
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 бб. ьшим ближе к приводному валу, меньшим ближе к шпинделю.
Те же экономические соображения делают часто целесообразным противопо-
ложное распределение передач в группах приводного механизма станков для
скоростной обработки, если в нем применяются передачи, повышающие от электро-
двигателя к шпинделю.
W,—
2. Числа p = yz лишь
одни значения pv в большую сторону,
ние было равно требуемому
чис.у Z (ступеней скорости). Например, для
коробок скоростей (с постоянными переда-
чами) на 12 и на 24 ступени, которые по-
лучаю’, ся в обоих случаях посредством трех
групп передач, теоретические значения р
з,—
составляют соответственно P(i2) = l/12 =
з.—
= 2,3 и /7(24) = 1/ 24 = 2,9. Округляя най-
денные величины р, как указано выше, полу-
чим 12=2.2-3 и 24=2-3.4 (порядок мно-
жителей, следовательно, и расположение
групп в коробке могут быть различными;
см. § 15).
3. В специализированных станках, пред-
назначенных для серийного или массо-
редко бывает целыми, поэтому необходимо округлить
другие в меньшую так, чтобы произведе-
вого производства, а иногда и в станках общего назначения (например во многих
фрезерных) для получения необходимого числа ступеней скорости шпинделя или
подачи часто используются паря ту с коробкой, заключающей по тоянные передачи,
также сменные зубчатые колеса или, значительно реже, шкивы. В подобных случаях
целесообразно составить коробку из возможно малого количества передач (2...
3. . . 6), т. е. в произведении (14. 10) для множителей р , соответствующих ко-
робке, принять малые значения. Соответственно возрастает множитель р~, обозна-
чающий количество сменных передач. При гаком решении упрощается конструк-
ция — меньше валов и осей расточек в корпусе коробки — и вместе с тем улуч-
шаются эксплоатационные качества станка благодаря возможности более точной
настройки его соответственно желаемому режиму посредством сменных колес, что
особенно важно для станков, используемых в крупносерийном и в массовом про-
изводствах. Нередко и общее количество зубчатых колес практически меньше, так
как не всегда потребителю требуется полный набор сменных колес. Поэтому, на-
пример, если механизм должен давать 30 ступеней подачи, то часто будет более
целесообразным включить в кинематическую цепь подач двухваловую коробку с тр^мя
постоянными передачами и однопарную гитару сменных колес; если последние —
обратимые, т. е. каждая
, , а
пара колес а, о может быть установлена в порядке ~
и то набор их должен состоять в данном случае из 10 колес (г = 30 = 3.10)
(фиг. 37, а). Коробку с одними лишь постоянными передачами пришлось бы по-
строить следующим образом;
w .— 3 --
при трех группах передач (четыре вала) ]/г ~ [/ 30 =- 3,1, т. е. либо 3• 3-4 = 36,
(фиг. 37, б), либо 3-3-3 = 27 (меньшее ^количество ступеней) (4иг- 37, 5)
6 Ачеркан Н. С. 565
82
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
при четырех группах передач ]/z= ]/30 = 2,34, т. е. 2-2-3-3 = З6’(фиг. 37, г); воз-
можны, конечно, и другие группировки передач.
Насколько последние решения сложнее варианта с гитарой сменных колес,
можно представить себе из сравнения схем по фиг. 37.
Количество зубчатых колес в коробках с постоянными передачами можно умень-
шить путем применения связанных колес (см. стр. 101), а количество осей расто-
чек в корпусе — используя ступени возврата (стр. 102) или назначая размеры пе-
редач так, чтобы некоторые из валов были соосны. Однако возможное число свя-
занных колес ограничено некоторыми условиями, а применение ступеней возврата
приводит к усложнению конструкции коробки. Еще важнее то, что механизмы
с одними лишь постоянными передачами лишают станок той эксплоатационной при-
5)
3 валов. ш зуочатых колес
Фиг. 37.
способляемости, которую ему сообщают сменные передачи в цепи настройки. Все
эти обстоятельства также должны приниматься в соображение при выборе струк-
туры кинематических цепей.
У многих автоматов механизмы типа коробок скоростей и подач вообще отсут-
ствуют, и вся настройка чисел оборотов шпинделей и скоростей подачи (чисел
оборотов распределительного вала) производится с помощью двух гитар сменных
колес.
4. Если для получения требуемого ряда передаточных отношений в кинематиче-
скую цепь должен быть включен механизм типа нортоновской коробки в соче-
тании с множительным механизмом (см. § 39), то от формулированного выше правила
распределения передач обычно отступают: нортоновскую коробку или подобный ей ме-
ханизм конструируют так, что она дает pt = 6-^12 передаточных отношений,
а для множительного механизма р, = J-= 3-.-5, редко больше. Так, например,
у токарно-винторезных станков моделей ДИП 20 (1Д62) и ДИП-30 (1Д63) для
получения 40 различных шагов дюймовых резьб в кинематическую щпь подач
введена 10-ступенчатая нортоновская коробка, а множительный механизм дает лишь
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
--------------------------------------------------------
83
четыре различных передаточных отношения. В модели 1Д62М (ДИП-20М) механизм
подачи несколько изменен по сравнению с моделью 1Д62.
Кратко рассмотренные в этом пункте вопросы подробнее освещены в дальней-
ших параграфах.
Г. Ременные передачи при низкой скорости vp ремня работают плохо — ремень
„не тянет". Кроме того, чем меньше v тем большими должны быть при той же
передаваемой мощности М окружное усилие Р на ободе шкива [р = ) и ши-
рина ремня. Поэтому ременные передачи не следует располагать в тихоходных
участках кинематической цепи.
Д. Иногда движение конечного ведомого звена цепи целесообразно получать
как сумму двух движений; в подобных случаях в соответствующем месте кинема-
тической схемы следует предусмотреть диференциал или другое устройство, рабо-
тающее по аналогичному принципу. Так, например, на зубофрезерном станке можно
нарезать цилиндрическое косозубчатое колесо 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 пользовании
же диференциалом отклонения угла наклона зуба от заданной на чертеже величины
будут у обоих сопряженных колес одинаковыми, так как настройка диференциаль-
ной 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 муфту между ними (см. § 54, Б). Преимуще-
ство 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. Это 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
ошибок при пользовании им много меньше, чем при аналитическом расчете. Поэтому
в практике проектирования станков на наших заводах применяется преимущественно
графо-аналитический метод. Аналитический способ расчета достаточно удобен для
наиболее простых коробок и ниже излагается лишь постольку, поскольку это не-
обходимо для понимания второго из указанных методов.
А. Аналитический метод определения передаточных отношений
На фиг. 38 представлена схема четырехваловой коробки скоростей на 24 сту-
пени скорости шпинделя. Как видно из схемы, коробка состоит из трех групп
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 кинематически свободными, или несвязанными, а обра
зуемые ими передачи— свободными, или независимыми1. В п. А иБ этого
параграфа излагаются методы расчета передаточных отношений для таких механиз-
мов, все передачи которых являются свободными. Кроме того, здесь принято, что
число оборотов в минуту первого ведущего вала механизма n0 = const (односко-
1 Основания для такой терминологии выясняются из дальнейшего (см. стр. 101).
84
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
ростной индивидуальный электродвигатель, контрпривод с неизменным числом обо-
ротов в минуту). Способы определения передаточных отношений для механизмов,
не удовлетворяющих этим условиям, рассмотрены в дальнейшем.
Каждая из ступеней скорости (чисел оборотов в минуту) последнего ведо-
мого вала IV данного механизма получается при определенном включении одной
передачи в каждой группе. При обозначениях фиг. 38
п/ = п0 • — об/мин, (15.1)
ак bl ст
где индексы принимают значения: А=1, 2, 3 или 4; Z= 1 или 2; т — \, 2 или 3.
Передаточные отношения, получающиеся при различных комбинациях передач:
«у _ £« . А,.£т
«• b'l c'm '
В данном случае первая группа
состоит из четырех передач (а),
вторая—из двух (Zn, третья—из
трех (с), и структурная формула
(14. 10) этой коробки
24 = 4-2-3. (15.3)
Здесь и везде в дальнейшем чи-
сла зубьев (или диаметры началь-
ных окружностей) сопряженных ко-
лес или диаметры сопряженных
с одинаковым индексом внизу; ведо-
шкивов обозначаются одной и той же буквой
мый элемент передачи обозначается, для отличия от ведущего, верхним индексом
(„прим")- В каждой группе нижний индекс в обозначении передачи тем меньше,
чем меньше передаточное отношение, т. е. чем меньше число зубьев или диаметр
ведущего элемента. Так, на схеме по фиг. 38
дз _^4
аз а4
(15-4)
При этих
механизмом
обозначениях предельные передаточные отношения, осуществляемые
' V' ;• У ,
*min — ' ’ ,' " ' ’ 'max ! ' , * г •
Oj tj b2 Cj
(15.5)
Промежуточные значения z) могут получаться путем различных комбинаций пе^
редач а, б, с, следовательно, и индексов /г, I, ш, в зависимости от принятого
порядка переключений. Пусть, например, для последовательного получения п1,
п2, . . . ,п24 в коробке по фиг. 38 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:
Д =
а1
Ci
-4 = «1,
сл
По ' а-л * cii f
и,. - ; = «з, -4 = щ;
а2 а3 а4
—Г — и2, —Т — , — U\ , —7 — и2 .
С2 С3 Ь2
(15.6)
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
83
При принятом порядке переключений передаточные отношения коробки:
Zj = «i • U\ • «1 ; z6 = ut- «2 •«/; 1 // Я» Z9 = И1-ИЗ.И1;
z3 = «2 • «1 • «1; Zg — U2‘ U2-Ui ; 4o = «2 • «3 • «1;
Z3 = и'з • «1 • Ui ; ( rr fff Z, — u3 • u2 • Ui; ilx = u3-u"3-Ui (15.7)
Z4 = U4- «1 -Ui . Z8 = u4- u2 - Ui. 112 = u'4-u3-Ui.
Остальные передаточные отношения Z13,..., Z24 отличаются от этих лишь тем,
что последний множитель в правой части их будет и"' вместо и'" вследствие исполь-
Ь‘> !ГГ bl
зования передачи и,, = -, вместо ’
Отсюда получается
для передач основной группы
ZZj . U2 . ZZ3 . ZZ4 — Z4 . Z'2 • ^*3 • ^5 • ^*6 • == Zg • Йо Й1 • Йй Т. Д;
для передач первой переборной группы
U\ : и2 .и3 = Zt . : Z9 = Z2 . Z6 . Z41( = Z3 . *. Z44 и т. д.;
для передач второй переборной группы
и'" :и2 = Z4 : Z13 = Z2 : Z14 = /3 : Z15 и т. д. .
Если коробка должна быть построена так, чтобы ряд оборотов tij последнего
ведомого вала был геометрическим со знаменателем ср, т. е. чтобы = n-jcp-Z—\ то
также и i = (при /zn = const). ........
Подставляя эти значения вместо
' , , , а,
«1 : «2: «з: «4 = -т
“1
ij в пропорции (15. 8), получим
. : = 1 ; <р; <р2. срз,
°2 а3 а4
С1 . с2 . сз ___ -1.4. 8.
— 1 .ср . ср ,
С1 с2 с3
^1 . ^2 __ j . в12
Ь\ ’ Ь2
М1 • м2 аз
ttt U!
и1 -и->
(15.9)
Внимательное рассмотрение таблички (15.7) передаточных отношений Z, для
коробки, взятой в качестве примера, позволяет без труда установить связь между
отношениями величин Uj в отдельных группах механизма, с одной стороны, и по-
рядком переключений передач — с другой:
а) в каждой отдельной группе передаточные отношения Uj образуют геометри-
ческий ряд со знаменателем cp v, где ср — знаменатель ряда оборотов последнего
(по кинематической цепи) вала, в частном случае — шпинделя, а х— целое число;
б) для основной группы передач х0=1;
в) для первой переборной группы показатель х равен числу рх передач основ-
ной группы: хх~рх (во взятом примере pt—4); для второй переборной группы
х2=/?1.р2, где р2 — число передач первой переборной группы (в примере р.2 = 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 w групп с р4 независимыми передачами в основной
группе, /?2 независимыми передачами в первой переборной, —во второй пере-
борной группе и т. д., считая номера групп по порядку (очередности) переключе-
ний, то передаточные отношения и.] передач каждой группы образуют геометри-
ческий ряд со знаменателем ср-г, где ср — знаменатель ряда оборотов последнего
ведомого вала, а показатели х равны: для основной группы х0 = 1, для первой
переборной для второй переборной х2=рх-р2 и вообще дтя у-й перебор-
ной группы xy=pl-pi. . . ру(у = 1 до то).
86
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Отсюда следует, что значение х зависит от порядка переключений.
Получающиеся указанным способом пропорции устанавливают лишь относитель-
ные величины передаточных отношений iij для передач каждой группы.
Отсюда же следует, в частности, что эти пропорции устанавливают для каждой
отдельной группы передач отношение и;-п1ах '
Наибольшее из этих отношений является критерием возможности конструктив-
ного осуществления намеченной схемы механизма. Действительно, для того чтобы
диаметры зубчатых колес не получались чрезмерными, практикой установлены
следующие рекомендуемые пределы для коробок скоростей:
• (15.11)
для коробок подач (тихоходные передачи)
1 2 8
следовательно,
/_\ =8, соответственно /--уп1‘|х ) =14. (15.13)
\М-/т*п/тах \ 111111 /тах
При необходимости можно выходить и за пределы этих значений если это
не вызывает чрезмерного увеличения габаритов механизма; поэтому, в частности,
4 ,
для гитар сменных колес допускают иногда у (пример—однопарные гитары
для настройки подач токарных автоматов).
Из формулированного общего правила следует, что при любом порядке пере-
ключений механизма отношение « таХ : Иу.т» имеет наибольшую величину для послед-
ней переборной группы, так как для нее показатель х — наибольший. Обозначая
его хтах, можно написать на основании
Для выбранного значения должно
в крайнем случае
•К in а х
igr
формулы (15.13):
8, соответственно 14. (15.14)
быть, следовательно,
lq ’
(15.15)
Igl4
Точно так же для каждого выбранного порядка переключений условие (15.14)
определяет наибольшее возможное значение знаменателя ф.
На фиг. 39 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, pt=,2, р2 = 3.и
:# = 1 4 :4= 1
Д а2 Ьх Ь2 Ь3
= v S --- Ы38,
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
87
соответственно
=1/14=1,93;
т max V
возможны все стандартные значения знаменателя за исключением ср = 2 > 1,93.
2) Основная группа передач — Ь, переборная — а.
В этом случае pv = 3, р2 = 2 и
4;4:2з.= 1 :cp:tp2; .«L-4 =1 ../1; /»/.пах\ =,г3.
'1 Ь2 Ь3 < °2 у “у min !m;1x ' '
следовательно, при этой последовательности переключений возможны все стандарт-
ные значения ср, включая и ср =2.
Из этого примера видно, что выбор порядка переключений передач не без-
различен в отношении возможности конструктивного
кинематической схемы. Этот порядок имеет тем
большее значение, чем больше ср.
Ограничения (15. 11), установленные практикой
для передаточных отношений зубчатых колес коро-
бок скоростей и подобных им механизмов, позво-
ляют установить предельные кинематические возмож-
ности многоваловых коробок скоростей и таких же
редукторов. На последнем валу коробки
бпах — (^1 • Ид . . . Ида)тах ’>
йпн! = (^1‘ ^2 * ’ ’ • ^«>)min*
осуществления намеченной
(15.16)
Диапазон регулирования
“1m
"2 max
111 mill
ll2 min
Ilw max
llw min
• а так как
(15.17)
(15.18)
К
где К— 8 для коробок скоростей и #=14 для коробок подач, то наибольший
возможный диапазон регулирования
#тах=ЛЛ (15.19)
или иначе
('/ “ ’/н.п = №;’. (15.20)
Отсюда определяются наибольшие числа z ступеней скорости, которые воз-
можны для коробок скоростей и подач рассматриваемого типа.
Выбрав в результате анализа наиболее подходящий из возможных вариантов
последовательности переключений (иногда несколько вариантов равноценны
в указанном отношении), следует далее установить абсолютные величины пере-
даточных отношений для всех передач. Это может быть сделано следующим обра-
зом.
Пусть для некоторой группы передач q механизма найдено путем применения
формулированного выше (стр. 85) правила, что
Qi . 9г . . 9р _ . .Ы/> — 1! г
91 92 9з ’ Чр
(15.21)
88
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Очевидно, что достаточно выбрать числовую величину одного из передаточных
отношений-^-, чтобы тем самым были однозначно определены величины всех
остальных. Обозначим -^-=zzmIn. . ' 1
По вышесказанному должно быть для коробок скоростей
«9т1п>4- и = - <15-22)
Цр
или соответственно1, для коробок подач
1 (п- 11X 2-8
mln “g- и mln • <3ср 1 '
Из неравенств (15. 22) следует:
— 2г: zz9min =Е2 _ 1)Х'- (15.23)
Здесь возможны два случая:
1. Оба предельных для uq значения численно совпадают. Тогда возможно
только одно решение: z/,/min = ’i и, следовательно,
= — -<£х- . qp- !)* = 2.
4 ? 9з 4 ‘ ’ qp 4 т
2. Предельные значения в неравенствах (15.23) различны. В этом значительно
более частом случае величина tiq может иметь теоретически любое значение
в границах, устанавливаемых условием (15.23). Однако имея в виду перспективы
модификаций проектируемого станка, с одной стороны, и централизацию производства
зубчатых колес для станков — с другой, целесообразно для всех передаточных
отношений Uj передач механизма принимать лишь целые степени стандартных
знаменателей ср.
Если группа передач образуется парами сменных колес (или шкивов), то в це-
лях возможного ограничения количества их в комплекте следует стремиться к
использованию по возможности каждой сопряженной пары элементов в обоих
q q' г-
сочетаниях: и • В таком случае наряду с передаточным отношением и в
той же группе будет и отношение и~~ Г
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 значе-
нии ср вариантов (последовательностей) переключений передач и выбора относи-
тельных величин их передаточных отношений; с помощью второго графика
устанавливаются абсолютные величины этих отношений.
График (картина) чисел оборотов состоит из ряда параллельных пря-
мых, 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 пере-
дач. • г
1В дальнейшем этот второй случай оговариваться не будет; необходимые изменения
в численных результатах сами собой разумеются.
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
89
Положение каждой точки определяется ее абсциссой п, откладываемой от
произвольно выбранного начала координат. Масштаб величин п для всех прямых
графика должен быть одинаковым, а начальные точки, о г которых отсчитываются
абсциссы п, 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 lgny-+j—lg п} = 1g Ф = const. Поэтому,
если на прямых графика откладывать п в логарифмическом масштабе, то рас-
стояния между соседними точками, обозначающими различные п}. вала, соответ-
ствующего этой прямой, будут равны между собой. Иначе говоря, на каждой
прямой графика все числа tij об мин вала, соответствующего этой прямой, изобра-
жаются совокупностью равноотстоящих точек, если значения л- образуют
‘геометрический ряд. В частности, для шпинделя или вообще последнего
ведомого вала механизма будет, очевидно, Ф =-ср, и расстояние между соседними
точками—„деление графика"—равно 1g ср. Точки на прямых графика чисел
оборотов обозначаются для краткости вместо 1g —просто tij.
Луч, соединяющий какую-либо точку па одной прямой графика с точкой пь
другой прямой, символически изображает определенную передачу—зубчатую, чер-
вячную, ременную и т. д.—-между теми двумя валами механизма, которым на
графике отвечают эти две связанные лучом прямые, и одновременно величину пе-
редаточного отношения этой передачи. Действительно, если расстояние между
точками па и пь, считаемое вдоль прямых графика, равно х делениям, то
llg nh — lg ti ,| -------- x-lg Ф, г. e. и = — — Ф+ A или Ф— x\ очевидно, ч го x > 0, если
nb>tia ” < Ф если </za. Значения tij принято откладывать слева направо;
поэтому и = = Ф~ А, если точка пь (для ведомого вала) лежит правее
/га 1
точки пп. и «= ь = Ф" л = -г, если tih лежит левее п„.
а па Фх ° а
График чисел оборотов позволяет установить ряд основных признаков, харак-
теризующих кинематическую схему механизма, и сверх того передаточные отноше-
ния всех его передач и числа оборотов в минуту всех валов при всех возможных
переключениях механизма. Например, график чисел оборотов по фиг. 40 для ко-
робки на шесть скоростей шпинделя от л, до пй указывает на следующее:
1. Коробка — трехваловая, с двумя передачами между валами I и // и тремя пе-
редачами между валом II и шпинделем
2. Передаточные отношения передач
III.
между валами / и II равны: = — (по-
нижающая) и п2= -- (повышающая); между валом II и шпинделем /// равны:
1 1 , ' Л 1
и.. — - > и, -= - (оое понижающие) и и- = -у- •
3. Вал I вращается с постоянным числом п0 об мин, причем л0 = п5 = пх ср4;
вал // вращается со скоростью п.3 = п, ср2 при включении передачи ut и со ско-
ростью /'1; =-«!»•'’ при включении передачи и2.
4. График указывает также на способ получения всех скоростей шпинделя и на
порядок переключений. Действительно, из графика сразу видно, что
«-j -= я0-• м3; п.2 = n0-u1-ui',
иА = ti0-u2-u6; п;> = Пц -и2.и4;
п3 ~ «о-Ul'U.-,
пв ~ п0 и2 • U-,
т. е. основной является группа передач и.,, ui и м5 между валом II и шпинделем
(см. стр. 84), а переборной — группа и м2 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. 40).
При проектировании коробки скоростей известны числа tij об/мин шпинделя
и число п0 об мин первого ведущего вала — ротора двигателя, вала контрпривода
90
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
или трансмиссии. Очевидно, что числа
посредством различных передач, если
схема коробки. Например для коробки
ч^сла tij его оборотов можно получить
которые приняты на графике по фиг. 2
На фиг. 41 показаны для примера еще
tij об мин можно получить, исходя из
даже установлена также кинематическая
на 6 = 2-3 скоростей шпинделя требуемые
не только при передаточных отношениях и-,
Ю, но и при различных других значениях// •.
два варианта:
1 ,.0.5 1 1 .31.5 .
«i=-2g; z/2 = -i-; и4=— s; и- = -> (фиг. 41а)
к другому изменяются. Эго
1 1 = ?2
- ил ‘ у ‘ н4-----[’ > w.- — f • (фиг. 416)
Для всех этих трех вариантов передаточные
отношения iij передач механизма различны по
величине, но отношения величин Uj для каждой
отдельной группы передач (для каждого поля
графика) при всех вариантах одинаковы.
о “тах
Отсюда следует, что и отношение-------в ка-
“пнп
ждой группе передач остается здесь неизменным,
несмотря на то, что величины Uj при переходе
от одного варианта графика чисел оборотов
свойство графиков рассматриваемого вида лежит
в основе применения структурных сеток.
Структурная сетка. Выше было показано (стр. 86), что возможность
конструктивного осуществления намеченного варианта кинематической схемы ме-
ханизма определяется величиной 2^) , т. е. наибольшего из отношений тах ’
\“т|”/тах “min
характеризующих отдельные группы передач данного механизма. Следовательно,
если бы, например, при заданном значении знаменателя э была неосуществима ко-
1
М1 -..у ; «е =
робка скоростей, график чисел оборотов которой изображен на фиг. 40, то так
же неосуществимы были бы и коробки с графиками по фиг. 41, а и б, так как
/ и
для всех этих коробок отношение I —
одинаково. То же относится и ко
всем другим вариантам, которые можно получить из любого из этих, произвольно
перемещая на оси II точки и «1|2 так, чтобы расстояние между ними остава-
лось неизменным. Поэтому для решения вопроса о возможности конструктивного
осуществления механизма с кинематической схемой, отвечающей выбранной струк-
турной формуле z = рх р2-ps ... при намеченном порядке переключений, удобно
пользоваться структурной сеткой.
Внешне структурная сетка отличается от графика чисел оборотов тем, что в
каждом из ее полей лучи расположены симметрично. Кроме того, точки на прямых
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
91
сетки, отвечающих валам механизма, не связываются с какими-либо конкретными
значениями чисел оборотов: из условия (15.13) видно, что для решения указан-
ного 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. 40 и 41 отвечает одна и
та же структурная сетка по фиг. 42.
Установив для взятой структурной сетки возможность решения при заданном ©,
можно затем перейти к разработке графика чисел оборотов, как показано ниже.
Структурную сетку по фиг. 42 удобно обозначить 6 = 2[3]«3[1] или 6 =
= 2s-3r Такое обозначение указывает на то, что:
1) механизм дает шесть ступеней скорости нт 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 © (т. е. 1g ср2 3), для лучей второй группы оно равно одному деле-
нию ср(т. е. 1g©1); следовательно, при постепенном переходе к пе передачи вто-
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. 21)]:
для первой группы передач
= „(2-1)3 = з
“min
для второй группы передач
“щах (3 — 1)1 „2
—— _ = ,2.
и ГП 111
Для варианта структурной сетки по фиг. 43,6 = 2 [1]-3 [2], аналогично:
для первой группы передач
“ max ю(2—1)1 __ гг
“min “
для второй группы передач
“ та;у _ (з—ш _ 4
Условие (15.13) для этого варианта сетки дает ГД 8, т е. ©?S 1,68. Отсюда
видно, что при стандартных значениях ©= 1,78 или = 2 осуществление коробки
скоростей, возможное при структурной сетке по фиг. 42, невозможно при форме
сетки, изображенной на фиг. 43, если величины передаточных отношений отдель-
ных передач коробки ограничены условиями (15.16).
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 — ( ——) , установить,
\ mln/max
какие из них удовлетворяют условиям (15.13), 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 «тах и Mmin. Этот график дает
абсолютные значения передаточных отношений для всех передач механизма.
92
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Число различных структурных сеток, отвечающих механизму, который должен
давать z различных передаточных отношений ij = Zlt i2, . . . , i2, можно определить
следующим образом. Если р.—число передач в группе, то
г = />1 р3...рда, (14.10)
или, так как некоторые из множителей pj могут повторяться kj раз (числа пере-
дач в некоторых группах одинаковы), то можно также написать:
z = Р^-Р? . • • /<', + А2 + ... + <.= w, (15.24)
где показатели степени kj равны или больше единицы. Следовательно, число воз-
можных структурных формул
71 = — = nkjV <1 °
1 д .У
J
Форма структурной сетки зависит от порядка (последовательности) переключе-
ний. Так как число этих порядков равно числу перестановок из w ~ kt-\-
+ А2 . . . + ks элементов, то каждой из Рх структурных формул отвечают
вариантов структурной сетки. Таким образом, если механизм должен давать z раз-
личных передаточных отношений, то полное число всех возможных структурных
сеток равно
, р __________(Ц’!)- (w!P
12 *,ф..!... kJ ' ПА/ ‘
J
(15.27)
Например, все шесть
представлены на фиг. 44.
сеток, отвечающих структурной формуле 12 = 2.2-3
Значение
для них равно либо с,8 (фиг. 44, а
8
и в), либо 'з6 (фиг. 44, б, г, д и е), что дает . )/8 = 1,30, соответственно
6
?«= 1/8 = 1,41. Следовательно, при стандартных значениях знаменателям 1,26
можно воспользоваться для дальнейшего расчета любой из структурных сеток по
фиг. 44; при ®= 1,41 пригодны только четыре из них, при > 1,41 ни одна из
них не может быть принята без изменений за исходный график для разработки
кинематической схемы механизма.
При z>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 составляет по формуле
(15-27): Р = — 96. В подобных случаях выбор подходящей структур-
ной сетки можно произвести и не строя в действительности эти графики, а лишь
вычисляя значения критического интервала U= на основе развернутой
\ “'"’"/max
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
93
структурной формулы варианта (см. например, обозначения на фиг. 43 и 44).
Действительно, если варианту отвечает структурная формула
z = Pi И1! • P-т к2]-/’з кИ • (15.28)
го, как следует из пропорций (15-21), отношение -у|к- равно наибольшему из
произведений
(р, (д„ —1)х2, (р, - 1)х,.. . . (15.29)
Фиг. 44.
Например, для варианта 12 — 2[2] -2[1 ] »3[4J равно наибольшей
личин (2 — 1). 2 — 2, (2 — 1)-1 = 1 и (3 — !)• 4 — 8, т. е. U ~ (см. фиг.
Развернутые структурные формулы для всех вариантов легко напиедть,
из ве-
44, в).
руко-
водствуясь приведенными выше указаниями. Так, на гример, для структурной фор*,
мулы 18 = 3-3-2 легко сразу записать все шесть возможных вариантов, меняя
последовательность переключений:
18 = 3[1]-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[1]-2[3], 18 = 3 [6] - 3[2]. 2 [ 1 ].
Отсюда сразу видно, что для двух вариантов U = 9 = ср9, для остальных
четырех U = <р(3—1)6 = ср12
Можно еще более сократить работу по анализу возможных вариантов струк-
турной сетки и отысканию приемлемого варианта, если воспользоваться следую-
щими соображениями.
94
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Наибольший по величине интервал —— отвечает последней переборной группе
“min
передач, как это следует из закона образования показателей х (стр. 85). Если
число передач в этой группе равно ра, то для нее
ig — = (рп (15,30)
Umi ii
причем хи равно произведению всех множителей кроме р1С т. е.
хи = ~р-- (15.31)
Ри
Следовательно, для рассматриваемой группы
Для того чтобы при заданном значении z величина U = () получилась
х /niax
наименьшей, необходимо взять ри возможно малым, т. е. группу с наименьшим
числом передач назначить последней переборной. Например, для z = 18 pum-m — 2,
и из формулы (15. 32) следует:
lg t/mi„ = (18 — у) lg ф = 9 lg [Jmin = Д’.
Если бы последней переборной была группа из трех передач, то
lg U = | 18 — у pg ? = 12 lg ?; U а12,
как было найдено выше.
Таким образом либо графически отыскивая структурные сетки 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. 90). Отсюда ясно, что, вообще говоря, число
различных вариантов графика чисел оборотов, соответственно которым можно
разработать кинематическую схему механизма, может быть для заданных зна-
чений z и ф довольно большим. Этим объясняется большое разнообразие кинема-
тических схем коробок скоростей и коробок подач существующих станков даже
при одинаковых величинах z и ф.
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
q' ( q \ ~! , ,
так как > отвечающие этим передачам лучи графика чисел оборотов
будут симметричны. При использовании в обоих положениях всех пар сменных
колес или шкивов симметричным будет весь пучок лучей в соответствующем поле
графика. На фиг. 45 изображена для примера кинематическая схема привода
шпинделя быстроходного токарного станка для серийного производства, а на
фиг. 46 — график чисел оборотов этого привода. Постоянные передачи коробки
дают шесть различных ступеней скорости при каждой настройке сменных шкивов.
Ряд оборотов шпинделя легко может быть смещен вверх или вниз, как это ясно
из фиг. 46.
В данном случае при двух парах сменных шкивов число ступеней скорости
шпинделя равно всего лишь 12, и структурная формула механизма: 4-2-3-1 =24
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
95
\см. пунктирные линии). Эго объясняется частичным перекрытием рядов оборотов
вследствие того, что знаменатель ряда передаточных отношений в верхнем поле
графика (вторая переборная группа, фиг. 46) взят меньшим, чем это необходимо,
если бы перекрытие было нежелательно (сделано <р2 вместо ©3‘2 = ф6). Такое
перекрытие рядов оборотов шпинделя характерно для многих станков, предназна-
ченных для серийного производства. Оно позволяет избежать чрезмерно частой
перенастройки станка при переходе на обработку новых изделий, сообщая ему
вместе с тем достаточную приспособляемость к колебаниям обрабатываемости
материала в одной и той же партии заготовок, с одной стороны, и возможность
последовательной обработки их различными инструментами—с другой.
К перекрытию нескольких значений чисел оборотов шпинделя или значений
подачи прибегают иногда намеренно с целью ограничения диапазона регулирования
скоростей или подач. Это может быть обусловлено стремлением исключить
слишком высокие числа оборотов шпинделя или чрезмерно высокие ско-
рости подачи стола супорта. и т. д., ненужные по условиям использования
станка и нежелательные по техно-
п—р логическим соображениям, например
,_, !, чтобы не осложнять конструкцию
шением отношения против расчетного ио крайней мере для одной группы
^min 1
передач. Пусть, например, при структуре коробки, отвечающей 12 = 2.3-2
числам оборотов шпинделя, требуется снять две верхних ступени скорости. Это
может быть сделано уменьшением Итал для одной или двух переборных групп,
wmin
как показано на фиг. 47, б и в: при первом варианте (б) во второй переборной
группе (между валами III и IV) взято = ©4 вместо ©3’2 = </’, как следо-
^min
вало бы сделать, чтобы числа оборотов не перекрывались (фиг. 47, а). При
втором варианте (в) принято для первой группы (между валами I и II) “"S** = ©2
min
вместо а для второй переборной группы (между валами III и IV) —— =
вместо Благодаря этому число ступеней скорости шпинделя уменьшается
до 10 в обоих случаях.
Этот прием применяется чаще всего при проектировании быстроходных станков —
токарных, фрезерных и других.
Метот 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 в 1935 г. способ использования этих графиков для быстрого повероч-
96
Разработка кинематической схемы
проектируемого станка
ного расчета элементов коробок скоростей и коробок подач. „Динамическая над-
стройка“ этих графиков, разработанная Н. В. Игнатьевым, оказалась практически
удобной и получила особенно большое применение при паспортизации станков.
Подробнее этот метод рассматривается в курсе „Эксплоатация станков11.
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 механизм допускает все-
го m различных переключений. Тогда полное
число ступеней скорости z=y-m, если только
каждой комбинации переключений двигателя
и механизма отвечает число /г; об/мин послед-
него ведомого вала (в частности, шпинделя),
не повторяющееся ни при одной из остальных
комбинаций. Последнее условие не всегда,
однако, может быть выполнено.
Пусть числа п0 об/мин двигателя, получае-
мые путем различных переключений полюсов,
удовлетворяют условиям:
п02 : п01 = 2:1
для двухскоростного двигателя, или
"оз •* "02«01 - 4:2:1 (15.33)
для трехсксфостного двигателя, или
: л|= и02: /т01 = 8 :4: 2 :1
для четырехскоростного двигателя. j
Двухскоростные асинхронные двигатели
удовлетворяют этому условию почти всегда
(псинхр. = 3000/1500 или 1500 750), трехско-
ростные — не всегда (пй!инхр. = 3000/1500 750),
четырехскоростные — редко.
е _
В таком случае, если знаменатель ряда iij об мин з = ]/2, где Е — целое число,
то ступени скорости п2, . . , пЕ должны получаться путем различных переклю-
чений передач механизма при наименьшей скорости п01 двигателя. При тех же
положениях передач механизма, но скорости /г02 = 2/г01 двигателя бупут полу-
чатся числа оборотов пе+i = — 2пг, Пег1 ~ , п1Е = 2иЕ. Если
двигатель — двухскоростной, то ступени скорости Дгл+ъ п2Дч 2, - , Езе полу-
чаю гся при Е новых переключениях механизма и низшей скорости л01 пвигателя;
Пзе ь ЛзД|-2, • , п4Е— при тех же переключениях механизма и скорости «02 дви-
гателя, и т. д. Таким образом механизм должен давать следующие числа оборотов
при самой низкой скорости двигателя:
п1г П2,...,Пе; П2Е + I, П2Е + 2, • • • , Пзе', + 1, • • (15.34)
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
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
97
ведомому валу (шпинделю), основными будут лишь точки, соответствующие числам
ряда (15.34). 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 (15.33).
Для мощностей до 1 кет одним из отечественных институтов разработана
на базе серийного электродвигателя типа Т-842 конструкция трехскоростного
(пт) (пОг) (п01) (пог)
12=2 *3(4]- 2[1] 12=2 * 2[1]. ЗМ
в) (р=1.^1, у = 3, Л=2, т=кЕ=Ч
Фиг. 48.
двигателя с отношениями синхронных чисел оборотов, удовлетворяющими на-
званным условиям псенхр. = 3000/1500/750.
Пусть, например, шпиндель должен иметь z — 12 ступеней скорости при вели-
чине знаменателя © = 1,41 = ]/2. Так как 12 = у-m-у-kE — 2yk, то y-k = 6,
где k — целое число; следовательно, возможны лишь два решения:
а) у = 2, k — 3, m = kE—6— двухскоростной двигатель и коробка на шесть
скоростей (фиг. 48, а и б);
б) у = 3, k = 2, т = kE = 4 — трехскоростной двигатель и коробка на
четыре скорости (фиг. 48, в и г).
Из структурных сеток по фиг. 48 легко уясняется общий метод построения
этих графиков для тех случаев, когда числа оборотов в минуту многоскоростного
е _
двигателя на соседних ступенях его скоростей относятся как 2 ;1; если © = ]/2,
число скоростей последнего ведомого вала (шпинделя) равно Z, а число скоростей
двигателя равно у, то
z = y-k-E, (15.35)
где k — целое число. Так как значения г и © на этом этапе расчета уже изве-
стны, то должно быть
У-Ь = ^-, - (15.36)
п Р lg2
т. е. равно целому числу. Следовательно, z должно быть кратным числа Е = ,
и частное ~ 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 z, © и у.
у Ачеркан Н. С. 565
98
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Ч>=И2. у=3, Z‘IB-312/3] Ц1]
Фиг. 49.
Числа оборотов в минуту трех- и особенно четырехскоростных асинхронных
электродвигателей в большинстве случаев не удовлетворяют условиям (15.33).
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
соответственно числу ступеней скорости двигателя, расположены в координатной
сетке графика не равномерно, как на фиг. 48, а так, как показано для примера
скоростей шпинделя нарушен и в средней части
диапазона регулирования их числа оборотов в ми-
нуту расположены плотнее, т. е. знаменатель
здесь меньше.
Обязательные для станкостроения СССР нор-
мали предписывают строить ряды оборотов шпин-
делей и ряды подач в виде геометрических про-
грессий, поэтому применение многоскоростных
двигателей с числами оборотов, не удовлетворяю-
щими условиям (15.33), должно быть оправ-
дано теми эксплоатационными выгодами, кото-
рые этим достигаются. Следует иметь в виду, что такое расположение чисел
оборотов шпинделя, как на сетке по фиг. 49, 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 (15.33), соблюдение которых необходимо для получения строго геоме-
трического ряда оборотов шпинделя, приводят к сравнительно большим габаритам
двигателя, так как чем больше диапазон регулирования его чисел оборотов, тем
больше при прочих одинаковых условиях
его размеры. Это особенно неудобно для
небольших станков.
Разработка графика чисел оборотов на
основе выбранной структурной сетки произ-
водится точно так же, как при приводе от
сдноскоростного двигателя. Так, например,
для структурных сеток по фиг. 48, а и б
U = 1,418 — 16 8, по фиг. 48, в и г
U — 1,41е = 8; следовательно, приемлемы
только две последние сетки с приводом
от трехскоростного двигателя. Два гра-
фика чисел оборотов, построенные на основе
этих сеток, изображены на фиг. 50. Пред-
почтения заслуживает вариант б, у которого
предельные числа оборотов среднего вала
составляют, как видно из графика 355,
2000 в минуту, тогда как в варианте а они
равны 180 и 5600 оборотов в минуту. Сле-
довательно, при одинаковой в обоих слу-
чаях передаваемой мощности диаметр сред!
ческой схемы должен быть больше. Еще вал
осложняется конструкция и смазка опор е
высокой скорости его.
Передаточные отношения четырех передач коробки скоростей находятся
непосредственно из графика чисел оборотов (фиг. 50, б):
аг 1 1 я, '1 _ bt _ 1 _ 1 . _ b2 _ 1,412 _2
а'2 -],41: Ub~ ь\ —1,41<~ 4 1 1 Г*
125 250 500 КОО 2000 W0Q
5)
Фиг. 50.
вала при варианте а кинемати-
то, что при этом решении сильно
II вследствие значительно более
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
99
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 в.ех
передач коробки могут быть определены следующим образом.
Пусть обозначают:
R = — требуемый диапазон регулирования чисел zzy- об/мин;
© — знаменатель ряда «у,
z — общее число ступеней скорости;
^__”отах —диапазон регулирования чисел tij об/мин электродвигателя;
ре—число ступеней регулирования двигателя;
Rm — диапазон регулирования механизма коробки при постоянном числе
оборотов двигателя;
m — число ступеней регулирования коробки.
В таком случае должно быть
z=pe-m=pe.pvp2..., (15.37)
где pj — числа передач в различных группах механизма (см. § 14).
Кроме того,
= (15.38)
Градация чисел п0 об/мин двигателя постоянного тока при шунтовом регулировании
может быть сделана сколь угодно тонкой. Поэтому для ряда значений п0 удобно
принять знаменатель ср, т. е. при построении структурных графиков условно рас-
сматривать совокупность контактов регулировочного реостата как основную
группу передач. Тогда для групп pr, pt, ..., механизма остается в силе способ
определения передаточных отношений, изложенный выше (см. п. А и Б).
Так кдк при принятых обозначениях
Re = “ 1, (15.39)
то отсюда число ступеней регулирования двигателя
Л = -^ + 1 = !ЦИ-. (15.40)
е lg? lg? v '
Число m ступеней регулирования коробки
- = " (15.41) Ре lg (Re-<f) 4 '
или, так как <рг = Re, ТО 7 <15Л2>
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 (фиг. 51, б).
Поэтому формула (15.37) принимает вид г
z=Pe-Pa> . ' (15.43)
где ра — число передач в переборной группе; наибольшее возможное значение р
определяется условием (15.32).
Пусть, например, требуемый диапазон регулирования чисел оборотов шпин-
е
деля R 20 и <р=1,12 (= 1^2). Поставлено условие, чтобы диапазон регулиро-
вания электродвигателя не превышал 3:1-
100
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Находим по приведенным выше формулам:
2 = Ре-Рт
lg^-?) = 1g (20- 1,12) _ 1Л5
lg? lgl,12 0,05 ’
При t7— ( ——= 8= 23 = 1,1218 и найденном значении z условие (15.32)
\ «min 'max
\ /'u /
t. e.
Pa< TZ'fL’’
ig?
Фиг. 51
для данною случая приводит к следующему результату:
27
Ра~^ 97 18'lgl.l2~
lg М2
z 97
Принимаем pu = 3; тогда = —= 2o_ = 9, и диапазоны регулирования
Ра
/? = <?г- 1 = 1,1226 = 20,2; Re = 'Je ~ 1 = 1,12s = 2,52;
Rm = = 1)12‘2-э=8,
как уже было найдено выше.
Соответственно значениям ре = 9, ри — 3, хх = ре = 9 построена структурная
сетка на фиг. 51, а.
Положение лучей на графике чисел оборотов, фиг. 51, б, определяется усло-
виями (15.23) в данном случае однозначно, так как wrnax: umin = 8 и
1 , __ 2 2 1
4 ?(Ри_1)Лц
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
101
т. е.
_ 1 _ 1
Umln '
Передаточные отношения остальных двух передач:
«т.п-?9 =-}•!’ 129 = |Ъ< = Г4Т; «mln-?18 1,1218 = 1,12й = |.
Как видно из предыдущего, использование в приводе многоскоростного электро-
двигателя приводит к упрощению 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 определяются наименьшим числом его оборотов, и стоимость его значи-
тельно больше, чем двигателя односкоростного. Отсюда следует, что если приме-
нение мпогоскоростного двигателя может привести лишь к незначительному упро-
щению и удешевлению коробки скоростей (экономия одного вала, одной или двух
пар зубчатых колес, одной пары подшипников и т. п.), то обычно будет целе-
сообразнее отказаться от такого электродвигателя.
Г. Определение передаточных отношений механизмов со связанными
зубчатыми колесами
При определении чисел зубьев колес механизма (см. § 16) может оказаться,
что два колеса, расположенные на одном валу, но принадлежащие к различным
группам, должны иметь одинаковые числа зубьев. Если притом и модуль их может
быть сделан одинаковым, то, как правило, будет целесообразно посадить на вал
Фиг. 52. Фиг. 53.
лишь одно такое колесо. Так, например, если бы в механизме по схеме фиг. 38
в результате расчета оказались одинаковыми зубчатые колеса —-ведомое колесо
группы а и Ь.2 — ведущее колесо группы Ь, то этот механизм можно было бы
несколько упростить, оставив на валу П лишь одно из этих колес. Иногда при
этом необходимо несколько изменить расположение зубчатых колес на валах, чтобы
была обеспечена возможность переключений. Кинематическая схема измененного
указанным способом механизма по фиг. 38 представлена на фиг. 52. Колесо, при-
надлежащее двум различным группам, называется связанным. На фиг. 52 свя-
занное колесо а'3 = Ь2. При различных переключениях механизма связанное колесо
работает либо как ведомое либо как ведущее либо как ведущее и
\«з/ \Ь2/
/ Ьо
ведомое одновременно, т. е. как паразитное колесо —у-• ~/=~
\ я3 &2 Ь2
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 особенностями от-
102
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
личается способ определения чисел зубьев (или диаметров начальных окружностей)
колес механизма (см. § 16, В).
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
a =b.t и а.2 =ЬХ изображена на фиг. 53. Анализ такого механизма показывает,
что он может дать четыре передаточных отношения, составляющих геометрический
ряд z\, ср, ij-cp1 и zr©3 лишь при условии z't < • Если это условие не
выполняется, то реальные решения невозможны, так как передаточные отношения
четырех зубчатых передач механизма определяются формулами
и, = -—LJLIZzLH ; и = -----Д1—? - и — су [1—»!•?(«+1)];
1 > J 1 — Zj.<p (ср 1) ’ 6 1 I >
11 = ----------i—!--------
4 1 — z’r? (? + 1) ’
(15.44)
схеме фиг. 53, межосевые расстояния I—II
В механизме, построенном по
чения механизма давали
и II—III не являются независимыми, если ряд значений ij должен быть геометри-
ческим. Размеры такого механизма вдоль оси, оче-
видно, могут быть значительно меньше, чем меха-
низма с независимыми передачами; с другой сто-
? роны, межосевые расстояния и диаметры зубчатых
2 колес часто должны быть для обеспечения геометри-
~bi ческой структуры ряда (,• настолько большими, что
целесообразнее ограничиваться лишь одним связан-
ным колесом.
Механизмы, построенные по схеме фиг. 54,
с тремя связанными колесами в двух
смежных группах передач, делают невозможным по-
лучение геометрического ряда оборотов, если ста-
вится условие, чтобы все возможные переклю-
различные передаточные отношения. Тем не менее ком-
пактность в осевом направлении механизмов этого типа (на среднем валу только
три зубчатых колеса вместо шести) обеспечила ему некоторое применение в станках.
При применении механизмов по схеме фиг. 54 числа зубьев колес подбирают
путем проб, исходя из величин zt и i9 наименьшего и наибольшего передаточных
отношений и проверяя затем распределение остальных ij между г\ и z9.
Обеспечить геометрический ряд передаточных отношений при структуре меха-
низма по фиг. 54 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. 329 — 332), коробка подач гори-
зонтально-расточного станка модели 265В, в которой механизм по схеме фиг. 54
дает семь передаточных отношений вместо девяти.
Д. Определение передаточных отношений механизмов
со ступенями возврата
Для передачи вращения соосному валу, если угловые скорости ведущего и
ведомого валов различны, в станках широко используются элементарные механизмы,
построенные по схеме фиг. 55,а или б: от ведущего вала I вращение передается
парой зубчатых колес параллельному валу II, а от него — ведомому валу 111
zi
парой колес -2-. Передача —носит в подобных случаях название ступени
z2 z j z.2
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
103
возврата или обратного звена механизма (фиг. 55, в). Типичный пример
простейшего механизма этого рода представляет задний перебор станков со сту-
пенчатошкивным приводом шпинделя (см. § 28).
Ступени возврата используются нередко в коробках скоростей и коробках
подач для передачи вращения также между 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. 56, а и б видно, что при одинаковом числе зубчатых передач механизм
по
А
г'.
♦
в)
дает
и —
4
три передаточных отношения, а по схеме
' г1
(двойная ступень возврата, фиг. 56, в),
г.
гз
z3
фиг. 56, б — четыре:
фиг. 56,а
Z2 z3
i ~ I > 7~
Z2 z3
Таким образом применение сту-
пеней возврата дает возможность
уменьшить при заданном числе ско-
ростей ведомого вала (шпинделя)
количество зубчатых передач ко-
робки за счет использования неко-
торых передач в обоих направле-
ниях, а также уменьшить количе-
ство расточек в корпусе коробки,
что существенно важно в отноше-
нии трудоемкости механической обра-
ботки корпуса.
Большое распространение в меха-
низмах станков получили переборы —
простые ступени возврата. Такой перебор позволяет удвоить число передаточных отно-
шений. На фиг. 57 изображена типичная кинематическая схема коробки скоростей
с перебором. Она состоит из основного механизма 6 = 3-2
валами I и II, II и III) и зубчатого перебора • —.
z6 Z1
шпиндель V косозубыми колесами ~ введена в механизм
гз
веденным в дальнейшем, и числа передаточных отношений коробки не изменяет.
Z
(группы передач между
Постоянная передача на
по соображениям, при-
104
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Перебор —®- • —может быть включен (положение на фиг. 57), и тогда пере-
Z6 2,
дача вращения валу III, на котором заклинена шестерня z8, происходит через
этот перебор, как правило, понижающий. Если же перебор выключить, что может
быть сделано различными способами (см. § 32, Е), на схеме—перемещением колеса zT
влево до сцепления его торцевых кулачков с кулачками длинной втулки z’5 — z^ —z6,
то вращение этой втулки б> дет передаваться валу III непосредственно через на-
правляющую шпонку или шлицы этого вала.
Коробка по схеме фиг. 57 дает 12 передаточных отношений. Шести переда-
точным отношениям /8,...» /12, получающимся при выключенном переборе, от-
вечают при включенном переборе передаточные отношения — J, /2 = z8.
= где J = —*- • -Д- ; откуда следует, что если ряд передаточных отноше-
г6 г7
пий — геометрический, то J=y-=. , = р-= — . К этому результату можно
было бы притти и сразу, рассматривая перебор как последнюю переборную группу
механизма и применяя к нему правило образования показателей х, приведенное
на стр. 85. Из этого правила следует, что
если механизм дает
точных отношений
передач в группах,
равны /?!, рг, . . .,
перебора
7 =
геометрический ряд переда-
со знаменателем ©, а числа
предшествующих перебору,
рк, то передаточное число
1
<^1 ’ Р-1 ' рк
(15.45)
Фиг. 58. На структурных графиках каждой сту-
пени возврата отвечает пара лучей (соответ-
ственно двум образующим ее передачам), направления которых согласуются
с направлениями передачи вращения между валами (фиг. 58, структурная сетка
механизма по фиг. 57). Число делений между основаниями этих лучей определяет
величину передаточного отношения ступени возврата. Так, на фиг. 58 это число
делений равно шести соответственно J = —j-
Передаточные же отношения двух
пар колес, образующих ступень возврата, могут быть выбраны произвольно с теми
ограничениями, которые налагают на каждую передачу условия (15.11) и (15.45).
Для перебора коробки по фиг. 57 можно, например, принять при соблюдении этих
условий:
при
при
1
фЗ
При <р — 1,58
II
Z?
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
105
т. е. возможно только одно решение, так как . Если между парой валов
имеется несколько ступеней возврата, то совокупность их можно рассматривать
как группу передач. В соответствии с этим их передаточные отношения должны
составлять геометрический ряд со знаменателем фл, где показатель х определяется
по правилам, указанным на стр. 85. 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 необхо-
димое передаточное отношение можно осуществить посредством элементарного
механизма с несколькими ступенями возврата, как показано в примере на стр. 108.
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, передаваемого
второй парой колес. В подобных случаях следует сначала определить диаметры
делительных окружностей зубчатых колес перебора, наметив ориентировочно вели-
чины 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. 56,6, с двойной ступенью воз-
врата, можно написать следующий ряд передаточных отношений:
z, z2 . Zg . z« гз z,
ii = —-; гп = — ; гш = ~г; ov = —г • — • -г- •
21 z2 z3 z2 3 Z1
(15.46;
Индексы при i обозначают здесь лишь номера передаточных отношений, но
не указывают на порядок возрастания их, который зависит от размеров зубчатых
колес. Если модули зубчатых передач механизма различны, то под zf, z'. следует
понимать диаметры делительных окружностей соответствующих колес.
На основании соотношений (15.46) можно написать для ступени возврата
т. е.
ii • б! = i’ni • бу-
(15.47)
Если ряд передаточных отношений рассматриваемого механизма — геометри-
ческий, со знаменателем ф, то совокупность значений I] (15.46) должна представлять
ряд величин:
Д = Л • i2 = 4 • 4 = й • ?2; = д • ?3
или вообще
z\ = д </ ; z2 = а . ; Z3 = а- фс+2 ;
с+3.
а-'о
Обозначим:
X У * V • W
Zj = а • ф ; 1ц — а- у ; Гщ = а -ф ; = а-<? .
По условию (15.47) должно быть в таком случае
ф
т. е.
х-\-у = V + w,
(15.48)
(15.49)
115.50)
106
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
причем показатели х, у, V, w должны составлять арифметический ряд с разностью 1
Зубчатые колеса zt и г2, соответственно и z'2 можно в рассматриваемом
механизме обменять местами; поэтому число найденных решений равно по существу
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
ступенями возврата можно также с помощью структурных графиков. Например,
для механизма по фиг. 56, б все четыре пары решений представлены на фиг. 59,
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
гз
гз
в обратном порядке, как —. Для того чтобы избежать повышающей передачи
г3
также и в ступени возврата, необходимо принять йп=-7 = т-- Удовлетворить
гз 1
этому условию, не вводя вместе с тем механизм повышающих основных передач,
возможно, как показывают решения № 6 и 8 (фиг. 59). Если сохранить также и
здесь принятую везде выше систему обозначений зубчатых колес индексами
в порядке возрастающих диаметров, то наиболее подходящим будет решение
1 1 1 h • hi
= пп=—; zIV=-——
i
t. e. ступень возврата дает самое низкое передаточное отношение.
Построение графиков, подобных представленным для взятого примера на фиг. 59,
Г можно производить и без особого анализа путем проб, которые, при некотором
навыке, быстро приводят к цели.
Так как величине с в выражениях (15. 48) можно придавать произвольное
положительное или отрицательное значение (ограниченное, впрочем, конструктив-
ными требованиями), то из каждого найденного решения поставленной задачи можно
получить ряд дополнительных решений.
Варьировать основное решение особенно просто при пользовании структурными
графиками. Действительно, при перемещении точки п0 на оси 1 (фиг. 59) изменяются
лишь направления лучей, характеризующие величины передаточных отношений,
расположение же точек я;на оси Л, соответствующих ступеням скорости ведомого
вала, остается неизменным. Все величины ij изменяются в одном й том же
отношении, как это следует из самого принципа построения структурных графиков
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
107
(см. фиг. 60, на которой представлены основное решение № 1, фиг. 59, и два
полученных из него варианта с с = <ри-5 и с = 2).
Пользуясь изложенными методами расчета, можно определить передаточные
отношения также и более сложных механизмов со ступенями возврата. Для при-
Фиг. 59.
мера на фиг. 61, а изображена кинематическая схема коробки подач резьбофрезер-
ного станка модели 561 (для длинных резьб), которая при 12 парах зубчатых
колес дает через четыре или шесть ступеней возврата 2 . 2 • 2 • 2 2 = 32 пере-
даточных отношения. На фиг. 61, б показаны два переключения блоков колес на
/. 47 44 37 25 32 33 33 1
ведомом валу //, соответствующие наименьшему I h — 55’gg’§5 ’ 77 ’ 70*59’gg =
сплошная линия) и наибольшему (ig, = (Ц)* •= штрих-точечный пунктир) пере-
даточным отношениям механизма.
108
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Определение передаточных отношений всех зубчатых передач этой коробки
проще всего произвести графо-аналитическим методом. При заданном числе
подач zv = 32 и предельных величинах передаточного отношения ~ и /32 = 1
знаменатель ряда подач
<?s = j/ = |/ 80 = 1,152
(не стандартный).
Для числа ступеней zs = 32 удобно принять Структурную формулу 32 = 2 • 2 X
X 2 • 2 • 2. При обозначениях стр. 85 для отдельных групп коробки получается-
основная группа: р1 = 2, х0 = 1, = cpj = 1,152;
б
Фиг. 61.
первая переборная группа: р2 — 2, — рг = 2, сри = = 1,326;
вторая переборная группа: р3 = 2, х2 = р± • р2 = 4, X* = cpj = 1,76;
третья переборная группа: р4 = 2, х3 — рг • р2 • Р3 == 8, е>А» = а® = 3,10;
четвертая переборная группа: р5 = 2, х4= рх • р2 • р3 • р4== 16, ср1* = ?16 ~
= 9,60.
Структурная сетка (развернутая) имеет при этом форму, изображенную на фиг. 62
(в поле d— II показаны лишь два крайних положения пары лучей).
Если поставить условие, чтобы в коробке не было повышающих передач,
т- е- wmax==h т0 Л;1И третьей и четвертой переборных групп получится соответ-
ственно [см. (15.21)|
„ _ Mmax 1 Птах 1
т,п - ~ ЗДО и “т1п ~ ~ 9.Ю ’
Гз rs '
г. е. в третьей переборной группе простая передача возможна f nmin > yj , в четвер-
той— невозможна, так как «Ш1п <СС • • • х • Поэтому при переходе от структурной
сетки к графику чисел оборотов вала // (фиг. 63, а) луч поля d — II, изобра-
женный на графике пунктиром, заменен ломаной, т. е. введена ступень возврата.
Величины передаточных отношений трех передач, образующих эту ступень, могут
Передаточные отношения механизмов кинематической цепи
109
быть выбраны произвольно, с тем лишь условием, чтобы и' • и" • и" = и каждое
из них не было меньше j* • На фиг. 63, а принято и' = и" = и" = Ц(1 =
7 ! 1 1 \
= ?ГГ5, что вполне приемлемо Ьт-гз » - . Отсюда ясно, что введение ступени
2'1о \ 2,1 о 4 /
<32 33 33
возврата в кинематическую схему этой коробки подач (см. фиг. 61)
является не случайным, а вызвано необходимостью.
Определение передаточных отношений зубчатых передач механизмов с много-
кратными ступенями возврата производится с помощью метода, представляющего
по
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
обобщение изложенных выше приемов расчета. Механизмы этого рода (коробка
Рупперта и т. п.) в современных станках почти не применяются. Часто применяемый
в механизмах подач токарных и токарно-винторезных станков меандр — множи-
тельный механизм с несколькими ступенями возврата — рассмотрен в § 39, Г.
f 16. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ КОЛЕС МЕХАНИЗМОВ ТИПА КиРОБОК
СКОРОСТЕЙ И КОРОБОК 1.ОДАЧ
После того как передаточные отношения в:ех 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 опре-
деляются лишь величиной требуемого передаточного отношения. Несколько более
сложно вычисление этих параметров в тех случаях, когда они подчинены дополни-
тельным условиям. Последнее относится главным образом к диаметрам ступеней
шкивов ступенчатошкивных приводов (см. § 28) и к числам зубьев колес двух-
или многоваловых механизмов типа коробок скоростей, редукторов и коробок
подач.
А. Общий метод
Для каждой группы передач между двумя валами должно соблюдаться условие
(см., например, фиг. 38):
Da, + Da, = Da: -f- Da, = Da, + = . . .
(io-1)
Db, + Db, = Db3 + Db, = Da, + Db, = ...
и т. д., т. e. сумма диаметров начальных окружностей сопряженных зубчатых
колес одной группы должна быть постоянной. Короче это можно написать так:
D}+ Dj= 2D0 = const, (16.2)
где Dj и D-—диаметры начальных окружноспй соответственно ведущего и
ведомого колес зубчатой передачи; индекс j распространяется на все передачи
одной и той же группы; Z)o = ---расстояние между осями валов этой
группы. Для частного случая, когда Dj = Dj', т. е когда передаточное отноше-
ние равно 1, из равенства (16.2; следует, что D,} = Dj — Dj'', следовательно,
величина Do представляет также диаметр колес той передачи данной группы
(действительно имеющейся в ней или воображаемой передачи), для которой Uj=l.
Если установлено передаточное отношение
D,
0, = ^. (16.3)
то из уравнений (16.2) и (16.3) находятся оба диаметра:
Dj-aD.jA-. (16.4)
Модули всех зубчатых передач одной и той же группы берут обычно одинаковыми,
чтобы не слишком осложнять изготовление станка. Если при этом начальные
окружности колес совпа таю г с делительными, как это бывает в большинстве случаев
(нулевые зубчатые передачи), то для каждой из групп механизма, заключающего
лишь прямозубые передачи,
Dj = tn • Zj, Dj — m . Zj, 16.5)
Определение чисел зубьев колес
111
где Zj — число зубьев ведущего колеса:
z'y—число зубьев ведомого колеса;
т— модуль.
Если обозначить Z)0 = wi.z0, то формулы (16.4) принимают после сокраще-
ния на множитель т следующий вид:
zi - 2zo i и.,
zi = 2го
7 = 1,2,...
(16.6)
При этом расстояние между осями валов
А = Do = т • z0, т. е. г0 =
(16.7)
Следовательно, z0 представляет межосевое расстояние передач данной группы,
выраженное через их общий модуль. ,
Каждое из передаточных отношений независимо от его величины всегда можно
представить в виде отношения двух взаимно простых целых чисел fj и gj, т. е.
всегда можно написать
Ut = --,
1 gj
где fj и gj не имеют общих множителей.
При этом соотношения (16.6) принимают форму
(16-8)
Zj = 2z0
7 = 1,2, ...
(16.9)
z-— 2s
Так как zy-, z-—целые числа, a fj и gj не делятся на сумму fj-\-gj, то эта
—.. „ „—о, —~ । „ должно быть
(16.10)
сумма должна входить множителем в величину 2z0 =£-)-2)', т. е.
2z0 = Ej(fj + gj) при j = 1,2,...
Если группа состоит из р передач, т. е. у —1,2, .., р, то
2^о = ^i(/i + £i) = АЛА + £2) = • • • = А(Л> + gP)-
(16.1!)
Иначе говоря, число 2z0— сумма зубьев пары сопряженных колес группы —
должно быть кратным всех сумм (f-^-gj'), ~;= uj и /у-, gy—взаимно
числа. Наименьшее значение 2с0 находится, следовательно, как наименьшее
всех сумм (fj-j-gj).
Подставляя в формулы (16.9) значение 2с0 из формулы (16.10),
= Ef //> f = gj-
простые
кратное
получим
(16.12)
Очевидно, что наименьшее число z зубьев имеет в группе либо ведущее колесо
передачи с «, = «min = , либо ведомое колесо передачи с и = ~
J gx г 1
f ffy
в зависимости от того, какая из величин и --- меньше. Если наименьшее крат-
gx fy
ное сумм (fj g,) равно К, то
2гй = Е-К, (16.13)
где Е — целое число. На основании формул (16.9) можно поэтому написать
z = Е • К
112
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
либо
z = E- К
Sy
fy-Г gy
(16.14)
Число зубьев каждого из колес не должно быть меньше некоторой предельной
величины 2min, определяемой главным образом тем условием, чтобы зуб не полу-
чался подрезанным. Следовательно, должно быть 2: > , т. е.
Е • К f гт1п>
1х Т gx
соответственно }
• F К gy - г
J у Т Sy
гпИп(Л+^х)
= -----—— ------
соответственно ~
г-. ^Ш1п (fУ I gу) ) ' /1 Д 1
Anin =-------77^-----} (16.16)
A-gy J
или ближайшее к этому значению большее целое число.
Пусть, например, группа состоит из шести передач с отношениями
1 1 1 1 1 _ 1
U1 ~ 1,264 — 2,5Г ’ “2~ 1,26» ~ 2 ’ “3 — 1,262 — 1,58 ’>
__ 1 1 1 1,26
Ui ~ 1,26 ’ — 1,260 — 1 ; М6 — !
Следуя изложенному способу, можно написать:
_ 1 Ul ~ 2,52 ~ 2 . 5 ’ А = 2, gi = 5; A + g, = 7
1 "2 = ^- > А = 1, 2; A + ьч ~ 3 Наименьшее кратное
_ 1 "о ~ 1,58 ~ 7 ТГ ’ /з = 7, gs = 11; A + g3 = 18 = 2-3-3 /С=7-3-2-3= 126
1 4 Сумма чисел
- "4=С26~ ~5~ ’ А = 4, gt = 5; A+g4 = 9=3-3 зубьев сопряженных колес
1 иь — j ’ Л = 1, gi = 1; A + g& = 2 2z0 = £-/C=1265
1,26 5
'ч= — ~ ~4~ ’ fa = 5, ga = 4; A + ga = 9 = 3-3
ГТ. х 1.ZO 1 .
1ак как в данном случае umln = 9 , zzmax = —г— и --------> umln, то по фор-
1 Umax
муле (16.16) должно быть
р _____ zmln (2 ~b 5) _ гт1п
min — 126-2 “ 36
и при zmin =17 получается
. . . . 17
Anin = qr; 11
ОО
следовательно, наименьшее возможное значение Е = 1 и 2z0 = 126.
Определение чисел зубьев колес
113
Пользуясь формулами (16.9), находим:
Контроль
£, = 126. 2 _ ' 7 “ 36; .?; = 126.-5- = 90; £i + = 36 + 90= 126; 4- г1 _ 36 _ ~ 90 ~ 1 2,50 ’
£а = 126- 1 _ 3 - 42; £2=126--?- и = 84; + + Ъ = 42+84= 126; -^~ г2 42 _ — 84 ~ 1 2 '
д3 = 126. 7 _ 18 49; £3=126.-55- 1о = 77; + + гз = 49 + 77 = 126; Д- гз _ 49 _ ~ 77 ~ 1 1,57 '
+ =126- 4 _ 9 56; £4= 126.-5- = 70; г4 + £4 = 56+70= 126; г4 — _ ~ 70 — 1 Т,25 -
z6= 126- 1 _ 2 ~ 63; £5= 126.-5- = 63; г-0 + z5 = 63+63 = 126; -Ц- г5 _ 63 _ 63 — 1 1 ‘
£6 = 126 • 5 _ 9 ~ 70; £6= 126--Q- = 56; £6 + £6 = 70+56 = 126; Л- 2б _ 70 _ — 56 — 1,25 1 •
Сумма зуб ьев получилась в данном примере несколько большей, чем это жела-
тельно — по возможности должно быть 2£о<1ОО, в крайнем случае 2z0 < 120,
потому что в величину наименьшего кратного К здесь входит множитель 7. Если бы
также и передаточное отношение = 2Удалось представить (после округ-
ления) в виде отношения — таких целых чисел, чтобы сумма (Д gx) разла-
галась только на множители 2 и 3, то 2£0 получилось бы меньшим. Например,
1 31 1
zzj = ~ -уу- = 2 4§4 — отклонение около 1,5°/о, что допустимо. При этом
/, + £1 = 31 + 77 = 108 = 22-33, и тогда К = 108, = 2^1 *77) = ,
и при 2Ш1п = 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 передаточйые отношения, которые приводят к боль-
шому значению К, и, исходя из остальных величин и,, найти К и 2д0; после этого
по установленному таким образом значению 2г0 определить с помощью формул
(16.6) числа зубьев су, z. для передач, отброшенных при вычислении К- Эти Zj
й Zj получаются дробными, и их нужно округлить до целых чисел так, чтобы
отношения -Ц- возможно мало отличались от требуемых значений и,. Иногда для
г/
этого приходится принимать некоторые суммы (Zj-{-z.) отличными от 2д0 на + 1,
в крайнем случае на + 2, т. е. корригировать некоторые зубчатые передачи меха-
низма. Так, во взятом числовом примере, отбросив при определении 2г0 переда-
точное отношение uv получили бы
/<=3-2.3=18, 2£0 = 18f;
; £m.n = Л + А) = .3,52 = 3,32,
А • А A \ g\ / 18 ’
следовательно
2z0 = Е •/<= 4-18 = 72,
о.. . , .
и отсюда: .
. £2 =72.2-= 24; =72.-2. = 48;
О о
<, = 72.4-28; <=72.(1 = 44;
Я Ачеркан П. С. 565 - '
114
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
z4=72.A = 32; г4 = 72._1=4о;
г5 = 4 =72-4-= 36;
^=72. ^- = 40; ^ = 72.4 = 32.
По формулам (16.6)
Возможны следующие округленные значения:
" ? ‘'0 1 1
а) г, = 20, z' = 52; при этоМ + z\ = 72 и -ф- = - вместо ;
•I * -г 02 2,Ом 2,02
~1
б) г, = 20, z =51; при этом = -гТ- = =7= > что очень близко к требуе-
мому значению ult но сумма чисел зубьев -ф- z' =71 показывает, что передача
—L должна быть сконструирована в данном случае как передача со смешанной
ю
коррекцией. Изготовление зубчатых колес с корригированным эвольвентным
зацеплением никаких трудностей не представляет.
Значения всех Zj и У. 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
нормаль станкостроения устанавливает три следующих значения межцентрового
расстояния сменных колес: А = 36;/г или 45/тг, или 60/п, где m — модуль заце-
пления. По формуле (16.7) соответствующие значения 2с0 составляют
2za = = 72, или 90 или 120.
и ш
Эти числа удобны потому, что все они разлагаются на простые множители
2, 3 и 5 (72 = 23-З3; 90 = 2-32-5; 120 = 23-3-5). Указанные величины 2с0 часто
пказываются 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 -у-'С. Д -р, причем
и~-т(±Е, где <р — один из стандартных знаменателей — 1,06, 1,12 и т. д.
Б. Определение чисел зубьев колес при различных модулях
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 нет, как правило, и необходимости. Если модули передач
группы неодинаковы, то указанный выше способ определения чисел зубьев колес
изменяется следующим образом.
Пусть часть передач группы должна иметь модуль ту, остальные передачи —
модуль причем все колеса группы — прямозубые. Так как стандартные модули
Определение чисел зубьев колес
115
(ОСТ 1597), применяемые в станкостроении, кратны 0,25 мм, а чаще даже кратны
0,5 мм, то условия
24 ----- т1 (zj + zj) = 2 z0 • mlt
2A = m2(zl + zj) = 2zo • m2,
(16.17)
где A — межосевое расстояние, можно написать также в виде
2го _ т2 _ е2
2z'o 9 ’
(16.18)
где ег, е, — целые' взаимно простые числа. Следовательно,
2д,о = А-е2 и 2.?о = £-е1, (16.19)
где k — также целое число. Отсюда следует, что для решения поставленной
задачи нужно отыскать среди значений 2z'o = Zj + zj., найденных одним из изло-
женных выше способов, число, кратное е2. Оно определит k =--------- и 2zQ=k-er.
е2
Точное решение этой задачи часто представляет трудности или даже практи-
чески невозможно потому, что 2z'Q должно быть кратным не только нескольких
сумм + gj), но также и /2, следовательно, может получиться чрезмерно боль-
шим (2zJ^> 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 корригированные передачи. Это
поясняется следующим примером.
Пусть группа состоит из пяти передач
_ 1 1 1 _ I _ 1 ...
U1~ 1,413 ‘ 2,82 ’ 1,412 ~ 2 ’ 1,41
с модулем = 3,5 мм и двух передач
__ 1 _ 1 1,41
т — 1,41о ~ 1 ’ и5'~ j
с модулем т2 = 2,75 мм.
Следовательно, по формулам (16.18) и (16 19)
2го 2 75 11 ' " -
-4 = ^#==4г и 2до=ИА!, °г0 = 14/г.
2г0 14
С помощью логарифмической линейки находим:
_ 1 _ 17 8 21 22 23 26 27 28 29 -)
U1 ~ 2,82 ~ 48 ’ 57 ’ 59 ’ 62 ’ 65 ’ 73 ’ 76 ’ 79 ’ 82
Суммы . .65, 75, 83, 84, 88, 99, 103, 107, 111
__ 1 _,27 29 32 34 37 39 41 42 44 46
Кз ~ 1,41 ~38’ 41 ’ 45’ 43 ’ 52’ 55’ 58’ 59 ’ 6? ’ 65
Суммы. .65, 70, 77, 82, 89, 94, 9S, 101, 1(6. 111
Для передачи а2 =4 сумма 2z'o должна быть, очевидно, кратной 3. Так как
2г' = 11 А, то условиям задачи полностью удовлетворяет значение 2г' =99=11-9;
однако при этом получается 2z’o = 14й = 14-9 = 126, что несколько велико.
Поэтому лучше принять для 2z'o одно из двух других возможных решений: 2z\ —
= 66 и 65 или 2z'o = 87, 88 и 89. Так как при первом из них наименьшее колесо
116
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
имеет лишь 17 зубьев, то, выбираем окончательно решение 2^= 88 = 11 -8 и, сле-
довательно, 2zJ = 14-8= 112. Значения чисел зубьев колес:
z1 = 23; ^ = 65; -j-zj = 88; 4 =-g-= (точнее : ;
z\
2 =87-4-= 29; ^2=87-4 = 58; z. -4-z. = 87; Л = ~ = -J- 1
л 3 о 2 1 ' г оо 2
z2
z3 = 37; ?з = 52; *з + *з = 89; Л = |^ = ^( точнее : .
88
Расстояние между осями валов: А = z'o- = уЗ,5 = 154 мм.
Для двух остальных передач; с 2z" = 112:
? ..... ' ; ' ' 112
= г4= = 56;
141 ' 1 *
£,= 112- -44- = 65,6, z- =112.-4.- = 46,4;
• 2,41 1 2.41
округляя, примем • . .
*6 — оо, ~5 — т z5 = 111; —= ^g- = —j— ^точнее:—j—j.
Расстояние между осями валов (контроль): ‘
" 112
А = z0-mz — —у -2,75 — 154 мм,
как и должно быть.
Передачи 4-, -Д- и -Д- требуют корригирования по крайней мере одного
г2 гз г5
зубчатого 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. 101).
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 b — группы передач, связанные общим колесом (например, в коробке по
схеме фиг. 52 а' = Z>2). Как уже указывалось, передаточные отношения всех пере-
дач механизма находятся точно так же, как для механизма со свободными коле-
сами; остается поэтому неизменным и внеший вид структурных графиков.
Определив способом, изложенным в § 16, А, сумму 2cUa сопряженных колес
передач группы а, находят затем по формуле (16.6) значения чисел зубьев всех
колес этой группы и в частности
~ = 2гоо. -ly , гдеи«=4-- (16.21)
* -г «ж ак
Так как по той же формуле f
Определение чисел зубьев колес
117
, bi
где 2д()й— сумма зубьев сопряженных колес передач группы о и ut = -г-, то из
bi
условия (16.20) следует:
и
Отсюда видно, что сумма 2г0г, при одном и том. же значении 2z0fl получается
тем меньшей, чем большими выбраны передаточные отношения uk и ut, т. е. при
принятой системе обозначений иу- — чем больше индексы k и I. Это указывает на
путь уменьшения расстояний между осями валов проектируемой коробки со свя-
занными колесами.
Определив из соотношения (16.24) сумму 2д09 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
(см., например, фиг. 321). Встречаются также коробки скоростей, в которых все
передачи — шевронные (см. например, фиг. 267). При таких конструкциях меха-
низма способ определения чисел зубьев зависит от того, каким инструментом
будет производиться нарезание 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
коробок подач, которые должны давать специальный — не геометрический — ряд
передаточных отношений, в частности для коробок подач винторезных станков.
Действительно, расстояние между центрами пары сопряженных колес с числами
зубьев Zj и z'}. при угле 8?- наклона зубьев и нормальном модуле тп равно:
или, если обозначить попрежнему А = z9 • тп,
z/ + z'j = 2zo.cos%., (16.26)
причем должно быть . .
- (16.27)
Z!
Выбрав 2д0 и решая совместно два последних уравнения, можно найти угол
наклона зубьев для каждой передачи данной группы:
c°s,ay= J(1 + Uj) или cos₽y = -^--^. " О6-28)
118 Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Число зубьев zj (или zj) нужно при этом выбирать с таким расчетом, чтобы
правая часть последнего равенства, меньшая, конечно, единицы, была не слишком
отлична от нее, так как иначе угол наклона получится слишком большим; послед-
нее нежелательно по причинам, указанным ниже (стр. 262).
Если передаточные отношения должны быть выдержаны с полной точностью,
как это требуется, например, от коробок подач резьбонарезных станков, то по-
ставленная задача решается следующим образом.
Значения Uj приводятся к отношениям целых взаимно простых чисел Jj gp
= = (16-29)
В таком случае zj=kj-fj и z^kpg^, (16.30)
где kj — также целое число. Из равенства (16.26) следует, поскольку cos fy^sl, z + Zj = kjUj + gj) < 2z0 ,
т. е. (16.3D cos p;. = . (16.32)
Для того чтобы угол не был слишком велик (желательно Ру<30°), нужно
соответствующим образом выбрать из неравенства (16.31) видно, однако, что
это практически возможно не всегда, так как должно быть а это условие
может привести к конструктивно неудобной величине суммы 2д0 » 120.
2. Колеса нарезаются на зубострогальных полуавтоматах моделей 513, 515
(либо сходных типов) косозубым инструментом — 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 фор-
мулах п. 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 постоянно?.!
зацеплении и, следовательно, включение и выключение их производятся посредством
влево до зацепления zv
сцепных муфт или вытяжной шпонки, то значения Zj и д',
найденные одним из указанных способов, являются окон-
чательными. Если же в группе имеются передвижные
(скользящие) блоки зубчатых колес, то необходим еще
дополнительный контроль найденного решения, чтобы
проверить возможность свободного перевода блока во все
требуемые положения.
1. Двойные блоки зубчатых колес. При
любом расположении двойного блока относительно за-
крепленных на валу сопряженных колес перемещение
блока вдоль своего вала происходит беспрепятственно
независимо от размеров эти?; колес.
2. Тройные блоки зубчатых колес. Для
того чтобы блок из трех колес zx < z2 < zs, расположен-
ных, как показано на фиг. 64, можно было перевести
с д^, колесо д2 должно свободно пройти мимо д'; следо-
вательно, полусумма диаметров окружностей выступов колес д2 и zj должна быть
меньше межцентрового расстояния А. Пусть обозначают:
Определение чисел зубьев колес
119
т — модуль колес группы;
fn — коэфициент высоты головки зуба (отношение высоты головки к модулю);
£ — коэфициент смещения профиля на соответствующем колесе;
£(.~— суммарный коэфициент смещения пары сопряженных колес;
dd = m-z—диаметр делительной окружности;
De — диаметр окружности выступов.
Для сопряженных колес zx и z'x передачи с некомпенсированной коррекцией
(фау-не редачи) диаметры окружностей выступов определяются формулами
Д)е1 = m[zi + 2(/0 ф- — 2$с1 — (Zj + ^i)] 4- 2/4, 1
. Dei т [zi 4~ 2 (/0 4~ ч) — 2;f] — (г, 4- Zi)] + 2Л. J
Следовательно, для колес z2 и z3
De2 = т lz2 + 2(/о + М — 2;с2 — (г2 + г?}] + 2Л =
= т [2(Л + U- 2 4- $ - +2А =
= т [2 1/п — £г) — z'2] + 2 А,
, , ( ’ м (16.34)
Des — /и 12з 4~ 2 (/0 4~ &з) — 2'с3 — (zs 4- £з)] + 2/4 —
= т [2 (/0 4-^)-2 (|;3 + $ - zs] + 2А =
= иг [2(/0—У—г3] 4-2Д.
Если подставить эти значения в условие свободного передвижения блока
Dg24-Z4<2A (16.35)
io получится
т [4/0 — 2 (Ег + £3) (z2 4- 2.J] + 4Л <С 2/4
(4 + *3) — 4/0 4~ 2 &4Л)>^ • (16.36а)
Совершенно аналогично для свободного прохода колеса мимо z'3 должно
удовлетворяться неравенство
(г; + г3)_4/04-2(^4-^з)>^. (16.366)
В случае, если одна из передач группы проектируется с компенсированной
коррекцией, т. е. как фау-пулевая передача, формулы (16. 36) могут быть несколько
у прощены путем использования соотношений
Л = + £1 и $4-Г=0, (16.37)
действительных для таких передач. Пусть, например, компенсированная коррекция при-
менена в передаче -££. Подставляя в условия (16.36) вместо А и значения их
гз
из формул (16. 37), получим
z2 “И — 4/0 -L 2 ( ?2 — £3) Z3 4- Z3;
z'l + Z3 — 4- 2 ('I — £з) > 2-3 4- 4
ИЛИ
Z2 — Z-S > 4/0 4- 2 ($3 — $2),
г;-4>4/04-2 (Ь-еО- (16.38)
120
Разработка кинематической схемы проектируемого станка
Для некорригированных передач £'=Ц=$'=0, 2Д=дг (г-{-г') и условия (16.36)
могут быть написаны в виде:
z'i + гз — 4/0 > z2 + Z2,
z'i + z3 — 4fo> zi +z'i
ИЛИ
Z3 — Z2 > Vol Z3 — zi > 4fo-
(16.39)
Второе из последних условий является в этом случае следствием первого,
так как z± < zt.
Для стандартных ^корригированных профилей /0=1 или /о=О,8. При этих
значениях коэфициента высоты головки зубьев условие (16.39) принимает форму:
при /0 = 1
при /0 = 0,8
Z3 Z2 >
z3 — z2>
4;
4.
(16.40)
Таким образом при некорригированных колесах .узкий’ тройной блок по типу
фиг. 64 можно переключать во все положения при том условии, если разность
чисел зубьев наибольшего и следующего по диаметру колеса блока не меньше пяти
при f0—‘ и не меньше четырех при /0=О,8. Для корригированных передач поверка
возможности свободного передвижения .узкого" блока производится с помощью
формул ,(16.36) при некомпенсированной коррекции и (16.38) при компенсиро-
ванной.
Если бы проверка показала, что при вычисленных значениях Zj и 2у условия
свободного передвижения блока не выполняются, то для увеличения суммы или
разности чисел зубьев в левых частях контрольных формул следует либо уве-
личить 2г0, т. е. увеличить коэфициент Е в выражении (16.13), либо перейти
от „узкого" расположения колес в передвижном блоке к „широкому", либо, наконец,
применить конструкцию с отдельными передвижными зубчатыми колесами.
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
1. Бруевич Н. Г., Точность механизмов, ГНТИ, 1946.
2. Бородаче в Н. А., Обоснования методики расчета допусков и ошибок кинематических
цепей, ч. 1-я, 1943, ч. 2-я, 1946.
3. Цуккермаи С. Т., Точные механизмы, Оборо.чгиз, 1941.
4. Балакшин Б. С., Технология станкостроения, гл. II, 2-ое изд., Машгиз, 1949.
5. Герм ар Р., Стандартные числа оборотов в передачах, Стаидартгиз, 1936.
6. Грановский Г. И., Кинематика резания, Машгиз, 1948.
7. Игнатьев Н. В., Графический метод расчета коробок скоростей и механизмов подач
металлорежущих станков, изд. ЭНИМС, 1938.
8. Сборник „Скоростные методы обработки металлов", под общ. ред. А. II. Соколовского,
Машгнз 1948.
9. Сборник „Скоростные методы обработки металлов", под общ. ред. инж. В. Г. Люльченко,
Машгиз 1949.
10. А ч е р к ан Н. С., Расчет и конструирование металлорежущих станков, т. I, ОНТИ, 1937.
t
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 и достаточно низкой стоимости основное требование неиз-
менности относительных положений базирующих поверхно-
стей во время работы станка. Практически это сводится к требованию неиз-
менности формы станины, 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. 130— 132);
2) такой жесткостью станины, при которой ее деформации под действием
наибольших усилий во время работы станка не выходили бы за пределы допусков на
неточность изделий, обработанных на данном станке, и жесткостью его другихузлов;
3) виброусгойчивостью 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, отделоч-
ная обработка), а стойкость инструмента была экономичной;
4) достаточно большой износостойкостью направляющих движения и пере-
становки, для того чтобы регулировку их с целью компенсации зазоров, увели-
чивающихся 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 калибров
и т. п., устанавливают в помещениях с нормальной температурой 20° С, регу-
лируемой по возможности автоматически.
Форму станины определяют прежде всего:
1. Расположение на ней базирующих поверхностей и в особенности напра-
вляющих для супортов, стола, подвижной стойки, головки, бабки и т. п. В зави-
122
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
симости от этого станина получает развитие по горизонтали — в длину или ширину,
по вертикали (станки долбежные, плоскошлифовальные, протяжные, хонинговаль-
ные, различные станки ротационного типа), имеет в плане круглую форму (станки
с вращающимися столами — карусельные, плоскошлифовальные, притирочные, станки
с многопозиционными столами) и т. д. Так как расположение базирующих поверх-
Фиг. 65.
ностей в немалой степени зависит, в свою очередь, от формы обрабатываемых на
станке изделий, то отсюда ясно значительное влияние формы последних на кон-
фигурацию станины.
ГидраЗли ческий
цилиндр подачи
Фиг. 66.
1>иг. 67.
2. Вес, размеры и длины ходов основных частей и узлов станка, особенно —
движущихся во время его работы.
3. Необходимость размещения внутри станины различных механизмов и устройств—
привода, редуктора, органов системы управления, систем смазки и охлаждения,
в том числе резервуаров для масла и смазочно-охлаждающей жидкости. В станине
же часто помещается электродвигатель, иногда пульт электроуправления. В гидро-
Станины
123
фицированных станках в станине располагаются насосы, гидравлические цилиндры,
сервомоторы и остальное гидрооборудование станка (см. для примера фиг. 65,
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
больших количеств стружки, в частности потому, что на заготовках оставлен боль-
шой припуск на механическую обработку.
Иногда это количество достигает сотен
килограммов в час, а в отдельных слу-
чаях измеряется многими тоннами в час
гСменные зу&агше 1
нолеса привода
шпинделя
Лг
Пространство J
для струтки ^5
..I ---------1 j
Фиг. 69.
Фиг. 68.
Передний супоот
Гидрадлиоес -
ний цилиндр
продольной
подано
Пере-
ставные
опоры.
езероуср дм змулосии
(пример — станок специального назначения, снимавший во время войны до 7 мэ1час
стружки при усилии резания около 100 т). В подобных случаях совершенно
необходимо обеспечить быстрое и беспрепятственное удаление стружки. Это требо-
вание, одно из серьезнейших при проектировании современных скоростных станков,
очень сильно влияет на форму станины: в ней должны быть сделаны в соответ-
ствующих 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. 66
(высокопроизводительный токарный станок для наибольшего диаметра обточки над
станиной £)П1ах=960 мм, с двигателем мощностью М=20 л. с.), на фиг. 67 (токар-
ный станок с гидравлической подачей супорта), на фиг. 68 (станина револьверного
станка отечественной конструкции), на фиг. 69 (многорезцовый полуавтомат), на
фиг. 70 (сверлильно-фрезерный агрегатный станок). В конструкции по фиг. 71
(продольно-фрезерный станок) для схода стружки сделаны с обеих сторон стола
широкие проемы, через которые стекает также смазочно-охлаждающая жидкость.
В станинах современных высокопроизводительных станков нередко предусматри-
вается, кроме того, место для встроенного конвейера например, в виде червяка
(шнека), непрерывно убирающего стружку, ленточного или иного типа транспортера.
Борт основания станка должен иметь такую форму, чтобы смазочно-охла-
ждающая жидкость не могла стекать на пол (ср. фиг. 72, а, б с неправильной кон-
струкцией в на той же фигуре).
Для транспортировки станка (например, при установке его на место) в станине
делают выемки для каната или отверстия, сквозь которые пропускают стальной
124
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
лом (фиг. 73 вверху) или толстостенную трубку для закрепления стропов (от-
верстия 7 и 2 на фиг. 73 внизу).
При проектировании литой станины должны соблюдаться общие литейно-тех-
нические требования, касающиеся толщины стенок, формы сопряжений и переходов,
конструкции перегородок, ре-
бер, креплений, приливов, вну-
тренних полостей и пр., имею-
щие целью облегчение фор-
мовки и ослабление усадочных
напряжений. Необходимо при-
нимать в расчет также возмож-
ности производственных цехов
того завода, на котором будет
изготовляться проектируемый
станок — литейного цеха (наи-
большие размеры опок, грузо-
подъемность кранов и пр.),
механических и сборочных
(наличие оборудования для
механической обработки боль-
ших станин и наличие соот-
Фиг. 70.
Фиг. 71.
ветствующих кранов), 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
ваоавляют нередко делать станины (как и другие большие части станка) состав-
ными из двух или нескольких частей.
На конструктивное оформление литой станины нередко влияет также стремле-
ние к унификации конструкций, следовательно, к использованию имеющейся модели
станины: несколько переделать имеющуюся модель можно, как правило, легче и
быстрее, чем изготовить новую.
Станины
125
Фиг. 74.
126
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг. 75.
Фиг. 76.
Диам. фрезы 130мм
Скор, резан, v =/4,4 м/мин
Глуб. резан i = 5 мм
Подача Ом НПО мм /мин
Подача 8м = 225мм/мин
Подача 8ц=100 мм/мин
Пода ча 8М=225мм/мин
1С дополнительной опорой консоли
Фиг. 78.
Станины
2. Без дополнительной опоры
Фиг. 77.
Подача Зм~ 220мм/мин
Подача 8М = 160мм/мин
Подача SM-220 мм/мин
to
128
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
4>лг. SJ.
Станины
129
Фиг. 79.
конструкции, иллюстрирует фиг.
Фиг. 81.
Из сказанного ясно, что формулировать детальные правила конструктивного
оформления станин, применимые ко всем станкам даже одного и того же класса,
например к токарным, 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 обеспечивает
жесткости станка в целом, а тем более
упругой системы „станок — обрабаты-
ваемая заготовка — инструменты". Ме-
жду тем именно жесткость всей этой
системы ограничивает выбор основных
параметров режима резания — подачи и
глубины резания, допустимых при тре-
буемой точности и чистоте обработан-
ной поверхности и стойкости инстру-
ментов.
Отсюда вполне обоснованное стре-
мление связывать основные части станка
таким образом, чтобы они образовали
замкнутую раму. Наглядные примеры
приведены на фиг. 74 (специальный
станок высотой около 9 м для сверле-
ния броневых плит), на фиг. 75 (бара-
банно-фрезерный станок модели 602),
на фиг. 76 (портальный 68-шпиндель-
ный станок модели ЛБ51 для сверления отверстий в картере двигателя; две
боковые стойки связаны мощной поперечиной). Эффект, достигаемый замыканием
на которой приведены виброграммы, соот-
ветствующие работе „замкнутого" (вверху)
и „незамкнутого" (внизу) горизонтально-
фрезерного станка при почти тождественных
режимах резания.
Иногда рамная конструкция станка полу-
чается благодаря требуемому расположению
супортов (ср. фиг. 78, а и б, схемы про-
дольно-фрезерных станков двухшпиндельного
и четырехшпиндельного), в других случаях
замыкание конструкции осуществляется при-
менением соединительных тяг, поперечин
и тому подобных деталей (фиг. 80, уни-
версальный зубофрезерный станок модели
5Б32). Ту же цель — увеличить жесткость
конструкции — преследует отливка станины
за одно целое с корпусом передней бабки,
практикуемая (или практиковавшаяся недавно )
некоторыми заводами при изготовлении многорезцовых токарных и револьверных
станков (см., например, фиг. 79, станина одной из серий револьверного станка
модели 136 отечественного станкозавода), заодно с корытом для охлаждающей
жидкости (фиг. 81, сечение станины одного пз револьверных станков того же
завода) и тему подобные „монолитные" конструкции. Опыт показывает, что
эффект таких конструктивных мероприятий может быть очень значителен;
однако сколько-нибудь широкому применению в станках конструкций этого рода
препятствует сильное удорожание их из-за трудностей литейнотехнического
характера, осложнения механи.ческой обработки отливки, а также и сборки всего
станка.
9 Ачеркан Н. С. 565
130 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
§ 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 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 условиях эксплоатации, показывают, что
чугунные поверхности истираются при прочих одинаковых условиях тем медлен-
нее, чем ближе структура чугуна к перлитной, причем преимущества этой струк-
туры сказываются тем заметнее, чем выше удельное давление на трущейся поверх-
ности. 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 трущихся поверхностей, составляющее для перлитного чугуна
около 16 кг1.см2, уменьшается до 8 кг!см~ при повышении содержания свободного
цементита с 0 до 0, 15%. Чугун с основной перлитной массой обладает более
высокими механическими качествами — прочностью на изгиб, на растяжение и на
удар, более высокими вязкостью и твердостью, а также меньшей склонностью к об-
разованию усадочных раковин, чем другие серые чугуны. Поэтому станины стан-
ков отливают именно из перлитового чугуна, если только их направляющие не
подвергаются специальной термообработке или не изготовляются в виде стальных
пластин, привертываемых к чугунной станине; в таких случаях станина может
быть отлита из чугуна с пониженной износостойкостью.
Техническими условиями на изготовление и приемку металлорежущих станков
(изд. 1946 г.) предусмотрено изготовление станин из чугуна 1-го или 2-го классов
по классификации, принятой в нормали станкостроения МТ 21-1. Из чугуна 1-го
класса должны изготовляться станины станков, если удельное давление на их
направляющих р 5 кг 1см2 (станины токарных, расточных, фрезерных, долбежных,
строгальных и других станков). При давлении р <Z 5 кг!см2 станина должна быть
отлита из чугуна 2-го класса. Из него же отливаются станины весом более 3 m
в случае сложной формы и резких изменений толщины в соседних сечениях. Сле-
дует иметь в виду, что чем мягче чугун, тем меньше внутренние напряжения
в отливке и коробление ее; поэтому для тяжелых станин сложной формы целесо-
образно назначать в качестве материала чугун не выше 2-го класса (соответственно
СЧ 15-32 по ГОСТ В-1412-42), а при привертных направляющих — из чугуна
3-го класса (или СЧ 12-28).
Как видно из табл. 5, чугуны 1-го и 2-го классов близки по своим качествам
соответственно к чугунам марок СЧ 21-40 и СЧ 15-32 по ГОСТ В-1412-42; чу-
гун 3-го класса несколько уступает СЧ 12-28 по пределу прочности при изгибе.
Чугунные станины (как и другие отливки станков) должны быть свободны от
отбела, трещин, раковин и рыхлот, различимых невооруженным глазом. Техниче-
ские условия, относящиеся к твердости направляющих, приведены ниже (стр. 170).
Перлитовая структура чугуна достигается соответствующей технологией литей-
ного производства—шихтовкой и процессами плавки, разливки и остывания литья.
Структура готовой отливки может быть приближена к перлитовой лишь путем
нормализации с температур порядка 900—1000°. Следовательно, исправление отли-
той станины практически возможно далеко не всегда: для этого необходима печь
больших размеров.
В результате неравномерного остывания чугунной отливки, неоднородности
литья (раковины, газовые пузыри и т. п.) и малой пластичности чугуна, в отливке
возникают внутренние остаточные напряжения, которые постепенно выравниваются.
Таблица 5
Техническая характеристика отливок из серого чугуна для станкостроения по нормам станкостроения МТ-21-1
Класс Микроструктура Нормальный химический состав в °/о Механические качества
Основная масса Включения графита Из прочих включений допускаются с SI Мп р S Предел прочности при изгибе; в кг/мм? Минимальная стрела пргогиба в мм Твердость по Бри- нелю Hq
при 1 = 600 мм при 1 — 300 мм
1-й Сорбитооб- разный или пластинчатый перлит Равномерно распределен- ный графит в виде пла- стинок Фосфидиая эвтектика при отсутствии крупных ско- плений; серни- стый марга- нец, одиноч- ные мелкие включения 2,7-3,2 1,10—1,80 0,6-1,2 0,35 0,12 40 8 3,5 160-228
2-й Перлит 4- СЬеррит (до 20%) Равномерно распределен- ный графит То же . . . 3,0-3,3 1,45-2,20 0,5-1,0 0,45 0,12 32 7 3,0 143-187
3-й Феррит + перлит То же То же . . . 3,2-3,5 1,83—2,60 0,4-0,8 0,50 0,12 24 -6 2,5 128-159
Материалы станин
Примечания 1. На поверхностях трения и на обрабатываемых поверхностях не допускаются включения структурно свободных
карбидов.
2. В чугуне 1-го класса отдельные включения (порядка 5°/0) феррита и отдельные весьма незначительные включения (порядка 0,3%)
структурно свободных карбидов не служат самостоятельным основанием для забракования отливки.
3. Твердость и микроструктура нерабочих и необрабатываемых поверхностей в расчет не принимаются. _
4. После механической обработки нижний предел твердости для отливок из чугуна 1-го класса может быть снижен против приведен-
ных минимальных значений не более, чем на 10 единиц по Бринелю. ....
132
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Это перераспределение напряжений сопровождается короблением отливки, которое
может длиться очень долго, если не были приняты меры к уничтожению остаточ-
ных напряжений. Формоизменению отливки препятствует наружная корка ее; поэтому
если эту корку снять, то выравнивание напряжений происходит значительно быстрее.
Так как неизменность формы станины (как и некоторых других крупных отливок
станка) имеет важнейшее значение, то снятие остаточных напряжений в них совер-
шенно 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. 82 для станины
с резко различной толщиной верти-
кальных стенок и направляющих. Не-
редко это может привести к появлению
трещин в местах изменения толщины
сечения.
Хороший эффект достигается также
снятием корки с тех поверхностей ста-
нины, которые расположены под тре-
бующими обработки поверхностями,
в частности под направляющими. Ши-
рина таких прострагиваемых или фре-
зеруемых разгружающих полос должна
быть равна примерно ширине напра-
вляющих.
2. Сталистый чугун. Неко-
торые станкостроительные заводы, осо-
бенно американские, широко используют для отливки станин сталистый чугун, получае-
мый из вагранки путем присадки в шихту стального лома (рельсовый скрап и пр.). До
недавнего времени прибавляли 25 до 5О°/о стального лома, стремясь получить
чугун с достаточно высоким содержанием углерода и пониженным содержанием
кремния. Так как такой чугун дает не совсем удовлетворительные результаты
в отливках с резкими переходами сечений, то в последнее время начали присажи-
вать к шихте от 70 до 95° 0 стального лома, понижая таким способом содержание
углерода в отливке.
Сталистый чугун обладает по сравнению с серым чугуном более высокими ме-
ханическими качествами, большей твердостью, меньше деформируется без старения
и хорошо обрабатывается. Все эти качества зависят от пропорции чугуна и сталь-
ного лома в шихте. Недостаток сталистого чугуна в применении к станинам —
склонность к задиранию направляющих, которая наблюдается при дендритной
структуре станины или скользящих по ней салазок, стола и пр. Такая структура
обусловлена составляющей в форме мелко распределенной и рыхлой массы фер-
рита и графита, легко вырываемой из основной массы сплава силой трения при
больших нагрузках. Если образование этой составляющей предупреждено, заедания
на направляющих не наблюдается, и чугун обладает большой износостойкостью.
Целесообразность применения сталистого чугуна для станин определяется как
указанными особенностями этого материала, так и степенью доступности чугун-
ного и стального лома и ценами того и другого.
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
Материалы станин
133
серьезной проверки, так как достаточно убедительных опытов или наблюдений
нет. Улучшаются некоторые механические качества таких чугунов: пределы проч-
ности при растяжении и при изгибе могут быть присадкой Ni повышены на 30%
и больше по сравнению с обычным перлитным чугуном. Варьируя содержание Ni,
можно изменять твердость чугуна в пределах Нв = 160 4-400, причем до твердости
Н,4^250 обрабатываемость остается хорошей. Никелевый чугун обладает еще
тем достоинством, что не так чувствителен к различиям в толщине сопрягаемых
стенок отливки, как обычный чугун.
По этим причинам чугуны, легированные никелем или никелем и хромом, по-
лучили некоторое применение для изготовления станин станков почти всех типов,
в том числе и таких, которые работают абразивным инструментом.
Наибольшая износостойкость чугуна достигается, повидимому, при содержании
Ni = 1,2 — 1,5" „ и Сг = 0,4 4-0,5%. Опытное исследование чугуна с С = 3°/0,
Si = 2,6%, Мп = 0,8"/0, Р=0,20%, S = 0,05%, Ni = 1,5% и Сг = 0,4%, вы-
плавленного на заводе „Станколит“, показало сорбито-перлитную структуру основ-
ной массы и хорошие механические качества: предел прочности при изгибе
з6м1= 45 кг'мм2, твердость в термически необработанном состоянии Нв = 220 4-260
и износ на 13—54°/0 меньше нелегированного чугуна 1-го класса.
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, значи-
тельно 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 вибро-
устойчивость обеспечены 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. 167); следовательно, для этого нет также надобности расходовать доро-
гостоящий 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 (CaSi2, содержащий Са= 33 =36%, Si = 60 4-65%), приса-
живаемый в раздробленном виде в количестве 2—6% к чугуну, выплавленному
на шихте с содержанием стального лома до 60% и выше, и с низкой суммой
С -f- Si, примерно—до 5%. Хорошие результаты получаются также при добавке
в ковш к чугуну с низким содержанием С (2,8—3,2°/0) и Si (1—1,5%), измель-
ченного модификатора в количестве всего лишь 0,2—0,5% по весу.
Получаемый таким способом модифицированный сорбито-перлитный чугун обла-
дает качествами, делающими его чрезвычайно ценным материалом для изготовления
станин станков. Он значительно более износостоек — в 2—3 раза (в опытах, про-
веденных ЭНИМС в 1940 г., в 2,7 раз), чем немодифицированный перлитный чугун,
особенно при удельных давлениях свыше 15—20 кгем2 и трении со. смазкой,
засоренной абразивом. Особенно высокой износостойкостью отличается модифици-
рованный чугун с содержанием меди, который к тому же при твердости Нв = 270
обрабатывается значительно легче, чем, например, легированный чугун с /7д=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 разрыве,
сжатии и изгибе, пределам выносливости, по ударной вязкости — модифицирован-
ный чугун лучше обычного перлитного, приближаясь к стали; например, для мо-
134
Станины. Направляющие. Стойки, столы, траверсы, супорты
инфицированного чугуна марки СЧМ 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
и модулем упругости, достигающим для некоторых модифицированных чугунов
после термообработки значений £1 = 20 000 4-22 000 кгмм'1, т. е. тех же, что
и для стали.
Твердость модифицированного чугуна в термически необработанном состоянии
Нц = 200 -г- 260, а обрабатываемость — такая же, как обычного серого чугуна
одинаковой твердости. Некоторые сорта модифицированного чугуна поддаются
закалке пламенем, что используется для повышения износостойкости направляющих
(стр. 166—168). Наконец, ценным для станин качеством этого материала является
его сильно повышенная квазиизотропйя, т. е. малая зависимость микроструктуры
и свойств от толщины стенок отливки.
Благодаря указанным качествам модифицированный чугун получил на наших
станкостроительных заводах к настоящему времени довольно широкое распростоа-
нение как материал для изготовления станин, а также столов,
Silin,... капеток, шпиндельных блоков и тому подобных деталей стан-
ков.
—I Чугун 5. Сталь. Хотя чугун все еще остается тем материалом,
из которого изготовляется большая часть станин станков,
в современном станкостроении наблюдается тенденция к замене
литых станин свар-
Jih,... ными из прокатной
стали. Станины но-
" следнего типа по-
Сталь чти полностью вы-
Фиг. 83. теснили литые, на-
пример, в протяж-
ных станках. В последние довоенные годы появились также фрезерные, токарные,
долбежные, круглошлифовальные и другие станки со стальными сварными ста-
нинами, а в области плоскошлифовальных станков такие станины встречаются
в моделях, построенных более 20 лет тому назад. Отмеченная тенденция обусло-
влена рядом технических и экономических причин.
Достоинствами чугуна как материала для станин станков являются: возможность
изготовления отливок практически любой формы — как простой, так и очень
сложной; обрабатываемость лучшая, чем стали; циклическая вязкость в несколько
раз большая, чем у стали, следовательно, лучшая способность гасить вибрации
(ср. фиг. 83, на которой по вертикальной оси — амплитуды колебаний, по гори-
зонтальной— время). Последнее свойство чугуна приписывается наличию в нем
графитовых прослоек, увеличивающих внутреннее трение сплава. Шабрить чугун-
ные направляющие легче, чем стальные, и при правильном выборе марки чугуна
такие напоавляющие служат в нормальных условиях эксплоатации очень долго,
в отдельных 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 вы-
держать отливку до обработки и после обдирки в течение довольно длительного
времени (по Общим техническим условиям 1946 г. для станин точных станков
после их обдирки — в течение 3—6 мес.), если невозможно снять внутренние на-
пряжения путем нагревания в печи.
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 не-
обходимости выпустить станок в кратчайшие сроки.
Таблица 6
Материал Предел упру- гости Предел теку- чести as Предел прочности при
1-го рода 2-го рода О растяжении сжатии Ь сж изгибе ’’Ьиз кручении zb кр
кг/мм2
Сталь 5 21 00 У 8000 27 50-53 50-53 50-53 40
Чугун СЧ 21-40 10 000 3800 21 75 40 15-25
Наибольшее напряжение, обусло- вленное нагрузкой (Р—при растяже- ния и сжатии, М — при изгибе, Мк— при кручении) II о 1 Р * °- F М II
Коэфициент запаса прочности _ предел прочности ~~ наибольшее напряжение °ьр _ Г F \-~аьРр СЬ с ж , _ . сж р °±^-Qh Е ' а -°Ь"3М т ЬкМк
При одинаковой нагрузке и од та- ковых размерах элементов величины Р, М, М,с и IV, 1VO для стального и чу- гунного элементов одинаковы; поэтому ! отношение —~ или —, т. е: । «j pi Tfii l сь;>2 21 _ 04 °bPi ' см2 __ 75 __ j $ сь сж1 50 = 12 = 0,8 Gi ил 50 ^2 = = 15 ~ 0,4. ..0,6* 40
1 В зависимости от формы сечения элемента.
Примечание. В табл. 6 и 7 Р обозначает растягивающее или сжимающее усилие; М — изгибающий момент; Мк — крутящий момент;
F — площадь поп.-речного сечения элемента; W — момент сопротивления сечения при изгибе; 1Го — момент сопротивления сечения при кру-
чеаии; J — M0MI3HT инерции сечения; Jp — поляр цяй момент инерции сечения; V — объем элемента; Q — вес элемента. Индекс 1 соответствует
стали, индекс 2— чугуну. Для подсчетов отношений QA: Q2 принято (Д — 7,8 • V1( Q2— 7,25-
Материалы станин 135
136
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, су порты
Растяжение | Изгиб |
Форма поперечного 1
Произвольная /=2 V2 Одинаковые контуры, раз- личная толщина 8 стенки 4i = A = Zi=Yi = 5i /'2 ^2 ^2 ^2 Геометрически подобные сечения, размеры пропор- циональны; коэфициент про- порциональности m ^ = h_ = w2. = f2 v2 m' w2 m ’ Л 4. J2~m ’
При одинаковом коэфи
41 — — о,4 ^2 G&pi Zi = ^ = 0>8 1*2 сЬиз1
o' II 11 i “3 = 0,8 ** 2 U3\ 2_ 2_ ("йгУ = °’83 = °-86 \ lv2/
^1=1,07; £ = 0,43 V2 1,07 • 0,8 =0,86 1,07 • 0,86 = 0,92
При одинаковой жесткости
< " § । JL щ kl 11 1 -< 11 -Г- со «-к II 0,14 11 5 CQ о 11 - II ~ > -Г1-? г * II ! |
оь тН О II II 4 = f2 = 0,48 1_ 1_ fA\2 =0,482 =0,69
1,07 - 0,48 = 0,51 1,07 • 0,69 = 0,74
* В зависимости от формы сечения элемента.
Материалы станин 137 Таблица 7
Скручивание
сечения элемента
Одинаковые контуры, различная тол- щина 3 стенки Л_41==^<у-=К1 = ?1 /=2 Jpt Vi °2 Геометрически подобные сечения, размеры пропорциональны; коэфициент пропорциональ- ности m = ^=от5; ^2 ^03 ^ = W< Jp2
циенте запаса прочности п'
^ = ^ = 0,4. . .0,6 ^02 ^Ькр\
= 0,4 . . .0,6 w 02 &Y = 0,43 . . . 0,63 = 0,55. . .0,71 \ W 02/
1,07 • (0,4 . . . 0,6) = 0,43 . . . 0,64 1,07 • (0,55 . . . 0,71) = 0,59 . . . 0,76 *
нагрузка ~ деформация
6=-^; 5=^ = 2^; ф1 = ^2 = 0,48 О • Jp v / Jp2 Gj
^ = ^ = 0,48 /р2 1 1 / = 0.482 =0,69 \ар2/
1,07 • 0,48 = 0,51 1,07 • 0,69 = 0.74 J
138
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
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
оставлять сравнительно большие припуски, что удорожает обработку. Припуски
должны быть тем больше, чем станина больше и чем сложнее ее конфигурация.
е) 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. В особенности это относится к легированным
чугунам.
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 не-
благоприятно 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 до-
полнительные 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 литье.
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, Ст. 4 или Ст. 5 по ГОСТ 380-41.
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 про-
извольной, 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 \2—s/4 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.З — Ст.5, терми-
чески обработанной.
Практически экономия в расходе металла на изготовление станины при замене
литой чугунной конструкции стальной сильно зависит от конструктивного оформления
обоих вариантов (см. стр. 156).
При сравнении вариантов чугунной и стальной сварной станины имеет существен-
ное значение также вопрос виброустойчивости конструкции. Указанное выше (стр 134).
преимущество чугуна перед сталью в отношении быстроты гашения колебаний может
быть вполне уравновешено приданием конструкции целесообразных форм, в част-
ности, следовательно, уменьшением свободной длины вибрирующих элементов. В свар-
ной станине это может быть достигнуто соответствующим расположением ребер
жесткости и других креплений. Возможность высокой виброустойчивости сварной
станины подтверждается фиг. 84: при почти одинаковой начальной амплитуде коле-
Материалы станин
139
;Лита я ~
чугунная -----
^станина-----
30
Е 6
L
30
О 5 10 20
Порядок число колебаний
Фиг. 84.
50
40
баний 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 расчет
всю совокупность технических и экономических показателей обоих вариантов,
равно как и возможности литейного и сварочного цехов того завода, на котором
будет изготовляться станок. При крупносерийном масштабе производства нередко
окажется более целесообразным вариант литой станины, при необходимости быстрого
изготовления одного или нескольких станков — сварная станина. При сложной
форме станины выгоднее будет, как правило, прибегнуть к литью, так как привари-
вание в требуемых местах корпусов втулок для подшипников, всякого рода бобы-
шек, кронштейнов и тому подобных деталей представляет довольно сложную и доро-
гую операцию. Во многих случаях оказывается выгодным нижнюю, более простую
по форме, часть станины делать сварной, а верхнюю часть — постель — чугунной.
Остаточные напряжения,
возникающие при сварке и
особенно значительные при *-
дуговой сварке, снимаются
медленным нагреванием в
печи до 600 — 800° в тече-
ние 4 — 6 часов, выдержи-
ванием при этой температу-
ре (10—15 мин. на каждые
5 мм наиболее толстого ли-
ста! и охлаждением в печи
до 200° со скоростью при-
мерно 1°/мин для станин
станков нормальной точно-
сти и 0,2°/мин для станин
высокоточных станков.
6. Прочие матери а-
л ы. Помимо перечисленных
материалов, некоторое при-
менение для изготовления
станин получили также азо-
тируемый чугун и бетон.
Азотируемый чугун, со-
держащий А1 и Сг(типичный
состав: С=2,75«0, Si = 2,75%, Мп = О,75()/о, Р = 0,10%, А1 = 1,75%, Сг =
= 1,75°/и), позволяет сообщить 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 ни-
тридов.
Процесс азотирования сложен, требует специальной предварительной термооб-
работки, Al-Cr-чугун значительно дороже обычного перлитного, и механическая
обработка полученной поверхности почти невозможна; поэтому станины из азоти-
рованного чугуна встречаются пока еще в очень немногих станках.
Еще более ограниченное применение в качестве материала для изготовления
станин станков получил бетон, несмотря на некоторые преимущества его перед
чугуном. Этот материал был впервые использован для указанной цели в 1914—
1915 гг. и единичные попытки изготовления бетонных или железобетонных с гании
делались до последнего времени, однако признания со стороны станкостроителей
этот материал по ряду причин не получил. В последнее время отмечаются отдель-
ные попытки использовать бетон для предупреждения вибраций легких сварных
Сборная
стольная
станина
140
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
станин. С этой целью, например, в одном заточном станке стенки станины были
сделаны двойными, и полости были заполнены бетоном. Стоимость этой станины
оказалась чрезвычайно низкой и результаты опыта удачными. Благоприятные резуль-
таты получились также при применении бетона для заполнения им сварной станины
маленького универсально-фрезерного станка.
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 изготовле-
ние и приемку металлорежущих станков" (1946 г.) устанавливают нормативы на:
а) материал отливки, б) ее качество, в) соответствие указанным на чертеже разме-
рам и весу.
а) Материал отливки проверяется на механические качества, химический состав
и микроструктуру, которые должны соответствовать нормам указанной нормали
(см. табл. 5 на стр. 131). Твердость на нерабочих и необрабатываемых поверхностях
не проверяется. О допускаемых отступлениях по твердости см. стр. 170.
б) Качество отливки. Отливка не должна иметь острых углов в местах пере-
хода сечений, трещин, раковин, свищей, неметаллических включений и других внеш-
них пороков, ухудшающих ее качество. В местах, подлежащих механической обра-
ботке, отливки из чугуна 1-го и 2-го классов должны иметь равномерное, плотное,
мелкозернистое строение и быть свободными от отбела и рыхлот, различимых
невооруженным глазом. На наружных поверхностях не должно быть неровностей
или шероховатостей. Все углы, образуемые сопряжением поверхностей, должны
быть плавно закруглены.
Действующими техническими условиями предусмотрено обязательное естествен-
ное или искусственное старение отливок, форма и технология изготовления которых
дают основания ожидать наличия в них остаточных напряжений.
в) Отливка должна соответствовать рабочему чертежу с указанными на нем
припусками и допусками. Вес ее не должен превышать обозначенного на чертеже.
Особые технические условия касаются точности 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 движущихся деталей, вес обрабатываемой
заготовки, собственный вес, а в некоторых станках—строгальных, долбежных
и др. также силы инерции. В зависимости от расположения этих сил относительно
станины ее материал испытывает напряжения изгиба, кручения и т. д., и станина
соответственно деформируется. Какого вида напряжения и деформации возникают
в станине работающего станка, можно установить в каждом случае на основании
анализа системы сил, действующих 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 сопротивления трения играют особенно большую роль.
Как правило, материал станины работает в условиях сложного напряжения, и
се деформации имеют соответственно сложный характер, например слагаются одно-
временно чз деформаций изгиба, кручения и растяжения. Представление о них
дают фиг. 85—88.
На фиг. 85 показаны результаты выполненных канд. техн, наук В. П. Копыленко
(Московский Станкоинструментальный институт имени И. В. Сталина) в 1938 г. иссле-
дований деформаций станины консольного горизонтально-фрезерного станка „Дзер-
жинец", на фиг. 86 (утрированно) — характер деформации всего станка при усилии
резания около 1950 кг и отсутствии дополнительной связи хобота с консолью.
Как видно из этих фигур, станина здесь изогнута и скручена. На фиг. 87 пока-
Типовые конструкции станин
141
зана деформация передней стенки станины исследованного канд. техн, наук В. А. Син-
деевым (Московский Станкоинструментальный институт имени И. В. Сталина, 1937 г.)
круглошлифовального станка типа ЗГ12 под вертикальной статической нагруз-
кой 335 кГ, на фиг. 88 — деформации обеих стенок этой станины при той же
нагрузке. Сложный характер искажения формы станины даже при нагрузке ее ста-
тическим усилием очевиден из приведенных диаграмм, на которых v обозначает
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 напра-
вления последних. Поэтому точно опре-
делить расчетом деформации проектируе-
Фиг. 86.
мой станины, имеющей большей частью сложную форму, невозможно, и необходимая
жесткость обеспечивается при конструировании способами, проверенными практи-
ческим опытом.
Из формул сопротивления материалов для напряжений и деформаций следует,
что при растяжении и сжатии запас прочности п' и жесткость S элемента конструк-
ции зависят при прочих одинаковых условиях только от площади его поперечного
сечения, но не от формы последнего (см. выражения для п и S в табл. 6 и 7).
Следовательно, в этих случаях расход материала полностью определяется действую-
щими усилиями, с одной стороны, и выбранными значениями 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 W, и моментов инерции при неизменной площади этого
сечения, т. е. при неизменном весе этого элемента конструкции. Эффект, дости-
гаемый этим способом, наглядно иллюстрирует табл. 8.
Из этой таблицы видно, что в отношении жесткости при изгибе и особенно
при кручении наивыгоднейшим является сечение в форме полого прямоугольника.
142
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
В отношении прочности при изгибе оно уступает лишь двутавровому профилю, а
при кручении — только кольцевому, но в том и в другом случае разница невелика.
Так как и конструктивные соображения в пользу этой формы поперечного сечения
Фиг. 87.
(см. стр. 122 —123), то по большей
части именно она и лежит в основе
конструкций станин.
Форму не только вполне замкну-
того, но даже и закрытого с трех
сторон прямоугольника выдержать по
всей длине станины часто не удается
из-за необходимости обеспечить сво-
бодное 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. Например, если бы нижнюю
сторону коробчатой станины (модель)
сечением по фиг. 89 разорвать, как
указано линией А—В, то полярный
момент инерции этого сечения умень-
т. е. жесткость на кручение уменьшилась бы более
шился бы с 54 200 до 330 см'‘,
чем в 160 раз. Поэтому в мощных станках стараются сохранить продольное гори-
зонтальное ребро жесткости — обычно, корытообразное — сплошным (фиг. 90) по
всей длине станины. Это воз-
можно в особенности в та-
ких станках, где перего-
родка не мешает удалению
стружки, например в про-
дольно-строгальных и про-
дольно-фрезерных (фиг. 91,
станина продольно-строгаль-
ного станка). Чтобы облег-
чить удаление стружки, пе-
регородку делают наклон-
ной (см. фиг. 66—68) или
снабжают окнами (фиг. 92,
сечение станин ряда стан-
ков завода „Красный про-
летарий"). Какое из этих
решений лучше в отношении
жесткости станины, зависит
от принятых в обоих ва-
риантах размеров.
Очень действенным и
применяемым во всех стани-
Задняя стенка
станины
Передняя стенка
станины
пах 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 эюм отношении
могут привести к тому, что увеличение жесткости, достигнутое с помощью пере-
городок, совершенно незначительно и не оправдывает даже добавочного расхода
металла и осложнения литья. Это наглядно иллюстрирует табл. 9, в которой сопо-
ставлены относительные (сравнительно со станиной коробчатого сечения тех же
размеров, но без перегородок) величины жесткости Sa3 на изгиб и SK на кручение,
Типовые конструкции станин
со
144
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Таблица 8
Поперечное сечение Вес в кг!м Наибольший изгибающий момент, допустимый Наибольший крутящий момент, допустимый
по напряжению по проги- бу, отно- сит зна- чение по напряжению по относительному углу закручивания
Форма Площадь в <сиа в кгсм отно- сит. значе- ние в кгсм отно- сит. значе- ние в кгсм ОТ НО- СИГ, значе- ние
I
I
29,0 22 1 48,3 -адоп 1.0 1,0
28,3 22 58,2 • о^ол 1,2 1,15
29,5 22 66,3 -адоп 1.4 1.6
29,5 1 22 1 90’don 1.8 1.0
2>7 • 1,0 66-G-0 1.0
1 16 • 43 58O-G-0 8,8
104 38,5 2070-G-0 31.4
4,5 126-G-0 1.9
веса G и жесткостей —, отнесенных к весу, для нескольких исследованных
(j(j
моделей.
Из табл. 9 очевидно малое влияние всех перегородок, кроме принятых в моде-
лях 5 и 6 в отношении жесткости на изгиб. Для моделей 3 и 4 относительное
увеличение даже меньше, чем относительное увеличение веса < 1)- Воз-
никает естественный вопрос, не целесообразнее ли было бы затратить то же коли-
чество металла не на перегородки, а на утолщение стенок. Ответ на это дает табл. 10:
второе решение несколько выгоднее для всех моделей, кроме моделей 5 и 6,
в отношении лишь жесткости на изгиб, но весьма невыгодно в отношении жестко-
сти на кручение; поэтому делать в станине перегородки все же целесообразнее,
чем утолщать ее стенки.
Широко применяются в станинах станков поперечные перегородки, расположен-
ные так, как схематически показано на фиг. 93, 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-
Типовые конструкции станин
145
Таблица 9
I Модель № Форма модели Относи- тельная жесткость на изгиб SU3 Относи- тельная жесткость на круче- ние SK Относи- тельный вес модели G SU3 G G
! 7 (основная) 1,00 1,03 1,00 1,00 1,00
2а 1,10 1,63 1,10 1,00 1,48
2Ь 3 1,09 1,08 1,39 2,04 1,05 1,14 1,04 0,95 1,32 1,79
4 1,17 2,16 1,38 0,85 1,53
5 1,78 3,69 1,49 1,20 3,07
6 1,55 2,94 1,26 1,23 2,39
Таблица 10
i 1 Модель № Относительный вес коробчатого сечени я Относительная жесткосп, на изгиб Относительная жесткость на кручение
при приме- нении ребер при увеличении толщины стенок при приме- нении ребер при увеличении тол шины стенок
7 (осн.) 1,00 1,00 1,00 1,03 1,00
2а 1,1" 1,10 1,15 1,63 1,18
2Ь 1,03 1,09 1,19 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 2,94 j 1,24
пых по схеме фиг. 93, б, над параллельными (прямыми) было убедительно доказано
обстоятельными экспериментами, произведенными канд. техн. наук. X. М. Еникее-
вым (ЭНИМС) в 1936—1937 гг. над чугунными моделями станин с различным рас-
положением перегородок и ребер жесткости на стенках. Из подвергнутых исследо-
ванию моделей 13 типов наиболее жесткими в отношении горизонтального и вер-
тикального изгиба и кручения оказались модели по фиг. 94, а и б — с диагональными
перегородками. Довольно жесткой оказалась также модель по фиг. 95, б с невы-
сокими ребрами на продольных стенках; она лучше предыдущих в отношении уда-
ления стружки.
1 0 Ачеркан Н. С. 565
146
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
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. 96),с параллельными перегородками П-образного
.сечения и с диагональными перегородками (фиг. 97). Станины станков с наибольшим
расстоянием между центрами 750, 1000 и 1500 мм, изготовленные в натуральную
величину, исследовались в условиях статической нагрузки силами, по величине
и направлению близкими к тем, которые действуют на станину работающего станка.
В результате измерения деформаций станин указанных трех типов, одинаковых по
весу, оказалось, что наименьшую жесткость имеют станины с параллельными пере-
городками 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 станины с диагональными пере-
городками; поэтому применение в них диагональных перегородок, сильно ослож-
няющих производство литья, нецелесообразно. В длинных станинах, от 1500 мм
и больше, наибольшую жесткость дают диагональные перегородки; следовательно
при проектировании таких станин придется часто итти на осложнение работы литей-
ного 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 расположением по фиг. 93, б широко
применяются в современных станках как средних размеров (фиг. 96, токарно-вин-
торезный станок ДИП-20-1Д62 до модернизации; фиг. 97, револьверный станок
модели 1М36), так и больших (см. фиг. 116 на стр. 162). Точно так же и
параллельные перегородки по схеме фиг. 93,а находят применение в' тяже-
лых и в средних станках различных, типов; для примера на фиг. 98-изображена
станина холодной механической пилы модели 864, на фиг. 99 — станина продольно-
строгального станка 1000 X 3000 мм.
Параллельные перегородки имеют такие же сечения или делаются полыми
П-образной, или точнее арочной (о) формы (фиг. 100 — станина ряда станков
вавода „Красный пролетарий"; фиг. 101 — станина револьверного станка модели 137-111
фиг. 1(2— станина мошного токарного станка фирмы Симмснс США; фиг. 103 —
станина одного из станков отечественной конструкции для обточки коленчатых
валов).
С этой же целью увеличения жесткости к параллельным поперечным перегород-
кам добавляют иногда продольные ребра, параллельные сгенкчм станины. Пример
такой конструкции показан ниже, на фиг. 102: средняя продольная перегородка
П-образного сечения и такие же поперечные перегородки, которые еще укреплены
посредине перемычками, образуют при сравнительно небольшой ширине станины
жесткую конструкцию. Однако формовка станины при этом сильно осложняется.
Тот же крупный недостаток имеет станина с продольными перегородками по фиг. 104
(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. 105 изображено сечение станины продольно-строгального станка с. тремя
плоскими направляющими, на фиг. 106 — сечение станины мощного токарного станка
с шестью направляющими; продольные перегородки, увеличивая жесткость станины
в целом, поддерживают вместе с тем направляющие по всей их длине, следова-
тельно, увеличивают жесткость каждой направляющей как част балки.
Типовые конструкции станин
147
148
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Типовые конструкции станин
149
1 50
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Типовые конструкции станин
151
Фиг. 101.
152
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Нередко станину укрепляют комбинированной системой стенок, перегородок
и ребер жесткости, как для примера показано на фиг. 107 (горизонтальный свер-
лильно-фрезерный станок, вид станины в плане) и фиг. 108 (внутришлифовальный
станок модели 3250).
Жесткость продольных стенок, а вместе с тем и всей станины можно значи-
тельно повысить, если придать их сечению Г-образную или П-образную форму, как
изображено полусхематически на фиг. 109 и 110.
Приведенные выше фигуры дают представление о наиболее распространенных
способах обеспечения жесткости литых чугунных станин станков. При особенно
сложной форме станины, что может быть обусловлено необходимостью размещения
внутри нее ряда устройств, или при проектировании очень крупной станины тяже-
лого станка приходится нередко прибегать к сложной системе поперечных, про-
дольных, радиальных, иногда и круговых перегородок и ребер; это неизбежно
связано с осложнением литья.
Станины тяжелых станков делают очень часто составными. При проектировании
такой станины необходимо принимать конструктивные меры для достижения жест-
кости стыков между отдель-
ными частями ее.
В основе конструкций
стальных сварных
станин лежат те же прин-
ципы, которым следуют при
проектировании чугунных
станин. Однако различие
материалов, требующее и
различной технологии изго-
товления, 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 экономия материала часто полу-
чится совершенно незначительной, а стоимость стальной станины большей, нежели
чугунной.
Основным материалом для изготовления сварных станин служит листовая сталь;
поэтому такие станины ограничены преимущественно плоскостями, представляя более
или менее сложный многогранник. Для литых станин характерны, напротив, плавные,
закругленные переходы между поверхностями, труднее осуществимые при пользо-
вании прокатной сталью (фиг. 111, а — токарный станок со сварной станиной,
б — тот же станок с литой станиной).
При конструировании сварной станины должны быть предусмотрены необходимая
жесткость, возможность и удобство размещения электродвигателей, гидравлических
и других агрегатов и механизмов, резервуаров для масла и для смазочно-охла-
ждающей жидкости, удобство удаления стружки и пр. Так как жесткость станины
создается главным образом перегородками, косынками и тому подобными крепле-
ниями, соединяющими ее стенки, то толщина листовой стали, из которой изгото-
вляются эти детали станины, имеет в этом отношении второстепенное значение.
Завод „Станкоконструкция" применяет для стенок листы толщиной 12—20 мм;
перегородки делаются из более тонкого материала (10—15 мм). В американском
станкостроении пользуются чаще всего листами толщиной 3/8 — 1/2" (^; 10—13 мм),
но встречаются и станины, сваренные'из материала толщиной 3 '4— 1 8" (19—22 мм).
Один станкозавод в довоенные годы сваривал станины выпускаемых плоскошли-
фовальных станков, в том числе и тяжелых, из листовой стали толщиной 3-мм,
только приваренные направляющие имели толщину 15 мм. В отношении жесткости
и виброустойчивости эти станины не уступали чугунным, значительно более мас-
сивным.
qyou
154
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фаг 104.
Типовые конструкции станин
155
Фиг. 108
156
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
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 механизмов станка.
В остальных случаях вполне возможно
применять более легкие конструкции из
Фиг. 109.
Фиг. 110.
листовой стали толщиной 3—6 мм, достигая необходимой жесткости системой целе-
сообразно расположенных перегородок, раскосов и косынок, которыми станина
разбивается на ряд отсеков. Примеры ста-
нин такой ячеечной конструкции (пустотелая
конструкция, разделенная перегородками на
ряд ячеек, или отсеков) представлены на
фиг. 112 (станина токарного станка) и
фиг. 113 (плоскошлифовальный станок);
см. также фиг. 166, 167. Легкость этих
станин по сравнению с чугунными (экономия
металла достигает иногда 50°,0) и высокая
жесткость их очевидны из фигур.
Следует иметь в виду, что виброустойчи-
вость сварной станины тем больше, чем
меньше свободные длины ее стенок и пере-
городок; поэтому опасность возникновения
вибраций станины ослабляется с увеличе-
нием при прочих одинаковых условиях
должно быть чрезмерным, в ущерб экономии
как достаточно надежному расчету на вибро-
станков сложных конфигураций пока еще не
числа ее креплений. Однако оно не
материала и стоимости станка. Так
устойчивость станины обычных для
вид по стрелк* L
по DD
Фиг. 112.
Типовые конструкции станин
157
158
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
поддаются, то иногда приходится добавлять перегородки и другие крепления к изго-
товленной по проекту станине. Для сварных станин это обычно не представляет
слишком больших трудностей.
Точное относительное расположение кусков листовой стали, стальных прокатных
профилей, труб и пр., предварительно нарезанных на ножницах, обеспечивается
специальными зажимными приспособлениями. Наиболее часто употребляемые типы
сварных соединений показаны на фиг. 114; см. также фиг. 165.
После изготовления сварной станины ее швы зачищают посредством перенос-
ных или ручных шлифовальных приборов.
На чертеже станины должны быть показаны все размеры, необходимые для
изготовления модели, если станина литая, или шаблонов для сварной станины слож-
ной формы. Примеры рабочих чертежей литых станин (однако, без размеров)
приведены на фиг. 115, изображающей станину алмазно-расточного станка мо-
дели 2715, и на фиг. 116—станина продольно-строгального станка (1500X9000 л/.и);
чертеж сварной станины агрегатного станка отечественной конструкции — на фиг. 117.
§ 20. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ РАСЧЕТА СТАНИН СТАНКОВ
Еще сравнительно недавно, а нередко и в настоящее время станины станков
проектировались на основе аналогии с близкими по типо-размеру станками, причем
при необходимости размеры определялись экстраполированием. Однако назначение
достаточно надежных и вместе с тем экономных размеров станины требует прак-
тического опыта, внимательного изучения конструкций станин выполненных станков,
хорошо зарекомендовавших себя в работе, и наблюдения за поведением станин
спроектированных, построенных и находящихся в нормальных эксплоатационных
условиях.
Иногда основные размеры станины и ее направляющих вычислялись по эмпири-
ческим формулам, нередко лишенным физического смысла: искомые размеры связы-
вались определенными соотношениями, большей частью линейными, с такими пара-
метрами 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 стен и и перегородки, не могут быть установлены по чертежу с доста-
точной достоверностью. Во время р ;боты станка станина находится под дей-
ствием сложной системы переменных сил. Все это ведет к тому, что если рассчи-
тывать напряжения и деформации станины по формулам сопротивления материалов
для балок постоянного по длине сечения, без учета перегородок и ребер жест-
кости, переменной толщины стенок, окон, проемов и пр., то вычисленные таким
образом 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 нескольких разработанных вариантов кон-
струкции станины Они могут быть пригодны также для оценки порядка величины
напряжений и деформаций, следовательн >, прочности и жесткости станины. Более
важное значение имеет по понятным принтам 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 направлении действующих на станок усилий. В число
последних входят: составляющие (Рг, Рt, Р • усилия резания (см., например, схему
сил для токарного станка на фиг. 118); веса (G,) узлов, находящихся на станине,.
Расчет станин станков
159
Фиг. 1 1
Расчет станин станков
161
и обрабатываемой заготовки; усилия, возникающие при закреплении заготовки на
станке (например усилия К^, на фиг. 118, обусловленные конической 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. lift а — б представлены для примера расчетные схемы и эпюры момен-
тов изгибающего М и крутящего Л1К для токарного (а) и радиально-сверлиль-
ного (б) станков, полученные докт. техн, наук Д. Н. Решетовым.
Способ расчета напряжений от изгиба хорошо известен из курса „Сопротивле-
ние материалов"; о напряжениях от кручения см. ниже.
Общепринятой системы показателей жесткости не существует. Для жесткости
на изгиб (и на растяжение-сжатие, если она проверяется) в большинстве случаев
принимают за показатель величину
Р
S =-у кг/мм (или кг/мк), ’ (20.1)
где Р— действующее усилие, f—вызываемая им деформация (или перемещение).
Ввиду малости деформаций удобнее указывать 5 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
в расчете станину, следовательно, экваториальный момент инерции J сечения; кри-
визна — оси балки, изогнутой моментом М. Для показателя жесткости прини-
мается величина
S =J-E кг/см2, (20.2)
' ' , „ л. ' Л4 1
или, если заменить здесь J-Е его выражением из формулы получится:
5 = М -р кгсм2. (20.3)
Жесткость на кручение характеризуется отношением
SK = кгсм2, (20.4)
где Мк— крутящий момент, 6 — угол закручивания.
Таким образом жесткость на кручение измеряется в кгсм2, как и жесткость
на изгиб.
Вследствие того что сечения станины — некруглые, большей частью незамкну-
тые, со стенками изменяющейся по 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 пользовань я следующей
формулой для тонкостенного замкнутого профиля произвольной формы:
$fds = 20-F.Op ‘ (20.5)
Здесь т — касательное напряжение;
ds — элемент контура, ограничивающего профиль;
Q — модуль сдвига (модуль упругости второго рода);
F — площадь, ограниченная контуром средней линии стенки;
6, — угол закручивания на единицу длины (так называемый погонный угол
кручения),
11 Ачеркан Н. С- 565
162
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг. 116.
Расчет станин станков
163
Фиг. 118.
Фиг. 119.
164
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Формула (20. 5) может быть получена из более общей теоремы Стокса и гидро-
динамической аналогии с мембраной. Левая часть этой формулы представляет инте-
' грал касательного напряжения, взятый вдоль линии напряжения.
Для тонкостенных замкнутых профилей можно считать касательные напряже-
ния т распределенными по толщине 8 стенки равномерно и оперировать с векто-
ром t-8 = const, направленным касательно к среднему контуру стенки в попереч-
ном сечении. При этом
/Af
t.8 = const =-з£-, (20.6)
где Мк — действующий крутящий момент. Подставляя получающееся отсюда выра-
жение для т в уравнение (20. 5), найдем
= (20 7)
и погонный угол кручения
4G-У72
(20.8)
Интеграл по контуру, который входит в это выражение, заменяется прибли-
женно распространенной на весь контур суммой отношений ; таким образом
угол закручивания всей станины длиной I может быть вычислен по формуле:
4G-/73 Zj ъ, ’
(20.9)
если сечения станины можно считать замкнутыми.
У сечения в форме полого прямоугольника с наружными размерами а и Ъ и оди-
наковой везде толщиной стенки 8 стороны средней линии равны (а — 8; и (6— 8),
следовательно,
F — (а — 8)(& — 8); ,
и формула (20.9) принимает для этого случая вид:
Мк (а + b — 25) • I
2G (а — — S)38 ’
(20.10)
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
Мк
‘ZF-Ъ ~ 2(а — Ъ)(Ь — 6)-8 '
(20.11)
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 (см. на
стр. 142 замечание к фиг. 89). В случае профиля, состоящего из очень узких
прямоугольников, угловое сопротивление кручению можно принимать с достаточ-
ной точностью равным сумме угловых сопротивлений кручению прямоугольников,
образующих профиль. Для узкого прямоугольника с длинной стороной Sj и корот-
кой 8у (также и для близкой к узкому прямоугольнику трапеции с длинной сторо-
ной Sj и средней линией <5;) может быть выведена формула
6=-=—^—. (20.12)
Р-асчет станин станков
165
Следовательно, на основании формулированного выше правила выпрямления
разомкнутого сечения можно написать для угла закручивания последнего:
6 =
G-2sy.s3 ’ (20.13)
J
(20.14)
обозначения те же, что выше. Наибольшее касательное напряжение может
быть найдено из формулы
_ мк змк
:--------- = ------ 5-
,-----------------------------------------1-с,, X*
для элементарных профилей указанных двух форм. Наибольшее касательное напря-
жение получается на середине длинной стороны прямоугольника (или пологой
трапеции) с наибольшей толщиной
Приближенность применяемых методов расчета станин заставляет принимать из
осторожности низкие величины допускаемых напряжений — порядка 80—120 nzjcM2
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 — докт. техн, наук Д. Н. Реше-
това, канд. техн, наук X. М. Еникеева, инж. Е. Г. Алексеева, канд. техн, наук
А. Н. Огринчука и др., докт. 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 подсчитывать, принимая линейную зависимость
между деформацией 8 и удельным давлением р. При значениях последнего в пре-
делах примерно между 10 и 20 кг/см2 можно считать для чугунных поверхностей
g
при хорошем прилегании их друг к другу — == 0,05-^-0,20 мксм^кг в зависи-
мости от чистоты контактирующих поверхностей и плотности стыков. Эти значе-
ния, однако, следует рассматривать лишь как весьма приближенные, так как кон-
тактные напряжения зависят в действительности от состояния поверхностей стыка,
от абсолютной величины удельного давления и т. д.
§ 21. НАПРАВЛЯЮЩИЕ
Материалы направляющих и способы обеспечения износостойкости
Начальная точность направляющих достигается соответствующей технологией
обработки, а длительное сохранение ее — правильным выбором материала и рацио-
нальными условиями эксплоатации. Последние оказывают сильное влияние на ско-
рость износа направляющих. Как показывают наблюдения, при нормальном удель-
ном давлении, достаточной смазке и, что особенно важно, надежной защите от абра-
166
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
зивной пыли и мелкой стружки износ чугунных направляющих может ограничи-
ваться 0,004—0,008 мм]год. При плохом уходе он достигает 0,10—0,25 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. Твер-
дость металла сама по себе еще не гарантирует высокой износостойкости: иногда
в одинаковых условиях эксплоатации твердый металл истирается быстрее мягкого,
так как большую роль играет равномерность структуры металла и однородность
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, повидимому,
требовать более высокой твердости от направляющих станины: хотя они находятся
в более благоприятных условиях, чем направляющие каретки, стола и т. п.
(последние короче и находятся во время работы под нагрузкой все время на всей
своей длине), но нужно учитывать, что направляющие станины должны изнаши-
ваться медленнее 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, наконец, 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 пламенем, а иногда отливкой в кокили.
Отливка в кокили находит применение преимущественно при изготовлении станин
больших, тяжелых станков. Чугунные кокили, имеющие форму, соответствующую
профилю направляющей, укладывают в литейную форму так, чтобы между ними
оставались промежутки 10—30 мм. Необходимая толщина кокилей зависит от
желаемой степени закалки, толщины направляющей, химического состава литья,
температуры заливки и пр. и обычно составляет 30—50 мм.
Достоинство этого способа — его сравнительная дешевизна, основной недоста-
ток— неодинаковая твердость направляющих подлине: места их, соответствующие
промежуткам между кокилями, остаются более мягкими и поэтому срабатываются
быстрее, образуя с течением времени выбоины и уступы на направляющих. Цель-
ные длинные кокили оказались неприменимыми вследствие чрезмерного коробления
верхней части отливки.
Опыты последних лет показали, что направляющие, отлитые в кокили и
поэтому более твердые, в отношении износостойкости не настолько лучше чугун-
ных направляющих, отлитых в землю, как это обычно считается. Оказалось, что
чугун с высоким содержанием Si и низким С и нормальный цилиндровый чугун
после отливки в кокиль срабатываются быстрее, чем чугун, отлитый без кокиля.
Не следует поэтому переоценивать действенности данного способа в отношении
увеличения износостойкости.
Более распространен в настоящее время другой способ — закалка рабочих
поверхностей направляющих ацетилено-кислородным или светильногазово-кислород-
ным пламенем. Она производится горелками, равномерно движущимися вдоль зака-
ливаемых направляющих. Вслед за горелками с такой же скоростью движутся
охлаждающие сопла. Горелки и сопла устанавливают так, чтобы пламя и струя
воды охватывали весь контур направляющей. Глубина закалки регулируется ско-
ростью движения горелок и интенсивностью пламени и сос тавляет обычно 2,5 — 4 мм.
Направляющие
167
Закаливаемость направляющих зависит от химического состава чугуна, а также
от способа отливки и толщины направляющей. Чугун должен иметь перлитовую
структуру, возможно низкое содержание СОбщ> Cfsj:.3 0,5°/п, а лучше О 0,7 -J-O,8°/o,
При закалке пламенем твердость верхнего слоя направляющей возрастает с Нв =
= 180-(-220, обычной для термически не обработанных чугунных направляющих,
до /7й = 450 4-600 (HRc~ 45-J-53). Одновременно резко повышается, как это
показали опыты, и износостойкость поверхности. Так, на одном станкозаводе были
экспериментально исследованы на истирание закаленные ацетилено-кислородным
пламенем и затем прошлифованные направляющие станины токарного станка. Для
этого кривошипно-шатунный механизм сообщал салазкам под нагрузкой около
230 кг возвратно-поступательное движение вдоль направляющих на длине 300 мм.
Тождественному испытанию подвергалась одновременно такая же станина, но с чугун-
ными незакаленными направляющими. После 7 мес. непрерывной работы, в течение
которых салазки сделали по 6 млн. ходов на каждой станине, закаленные напра-
вляющие 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 лабораторное
исследование показало для закаленных светильногазовым пламенем чугунных напра-
вляющих уменьшение скорости износа в 5 раз по сравнению с незакаленными.
Эффективность закалки пламенем чугунных направляющих отсюда очевидна.
Достоинством этого процесса являются также его простота, несложность и
дешевизна требуемого оборудования. Деформация направляющих в результате пла-
менной закалки зависит от формы и сечения направляющих и иногда не пре-
вышает 0,1—0,2 мм. Эти искажения формы не являются чрезмерными, поскольку
после закалки направляющие подвергают шлифованию.
В последние годы получил применение процесс улучшения пламенем чугунных
направляющих станков. Он отличается ог упомянутой закалки пламенем тем,, что
охлаждения 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
нагревают горелками. Опытное исследование показало, что достигаемая таким
образом износостойкость направляющих выше, чем после закалки пламенем с энер-
гичным охлаждением водой.
современных станках все большее распространение получают стальные напра-
вляющие, прикрепляемые к чугунной или сварной стальной станине (см. фиг.158—
187 в § 22). Благодаря этому станину (также стол, каретку и т. п.) можно изгото-
вить ю 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 стати — углеродистые марок 15 и 20 (ГОСТ В 1050-41),
закаливаемые в воду, и хромистые тина 20X (ГОСТ 7124) (завод „Станкокон-
струкция"), закаливаемые в масле. Ввиду того что сталь 20 X и подобные ей
меньше деформируются при закалке после цементации, они применяются для изго-
товления также длинных направляющих. Стали 15 и 20 чаще используются при
изготовлении направляющих полос из отдельных кусков длиной 500—600 мм, что
диктуется поведением таких полос в термообработке, а также размерами имею-
щихся печей.
После цементации и закалки полосы из стали названных марок или их замени-
телей отпускаются до твердости ///?,. ^56 ~ 62.
Применяются в нашем станкостроении также направляющие из стали 40 X, зака-
168
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
ленные с нагревом токами высокой частоты до твердости HRc = 52 -— 58, как это
делается, например, в некоторых моделях станков завода „Красный пролетарий'*.
Изготовление направляющих из дорогих легированных сталей далеко не всегда
оправдано и нередко обусловлено в зарубежном станкостроении соображениями
конкуренции: практика показывает, что износостойкость направляющих, сделанных
из стали 20 X, а иногда даже из стали М Ст. 6 (ГОСТ 380-41) или 45 (ГОСТ В
1050-41) и закаленных до твердости 50-- 60,
I П Ш W
Суммарное число часов работы
a-износ направляющих станины; 6-износ направляющих каретки; в^а-6
Фиг. 120.
Сочетания материалов направляющих:
Л Каретка — чугун, станина — чугун, закаленный птаменем.
II. Каретка — чугун, станина — закаленная сталь.
III. Каретка — закаленная сталь, станина — легированный чугун.
IV. Каретка — закаленная сталь, станина — чугун, улучшенный пламенем.
дохромированные или твердосплавные. Это вызвано, повидимому, желанием умень-
шить износ от оседания абразивной пыли на направляющих. Однако в большин-
стве случаев это может быть достигнуто много экономичнее хорошей защитой
направляющих (см. § 24).
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. 120. Как видно из этой
диаграммы, наибольшей износостойкостью
(из числа исследованных) обладает сочета-
ние улучшенных пламенем чугунных напра-
вляющих станины со стальными закаленными
направляющими каретки. Однако по при-
чинам, указанным выше (стр. 166), чаще
делают из стали направляющие станины.
фиг. 121. В тяжелых станках находят применение
направляющие из пластмассы, которыми
снабжается обычно более короткая деталь — каретка или стол, тогда как .станина
имеет чугунные направляющие.
Пример подобной конструкции приведен на фиг. 121, изображающей разрез
направляющих стола продольно-строгального станка. Пластины 7 и 2 из слоистой пласт-
массы прикреплены здесь к столу штифтами из этого же материала. Эксперименты
и опыт эксплоатации на ряде заводов дали благоприятные результаты; поэтому во-
Направляющие
169
прос о возможности и целесообразности применения направляющих из пластмасс
в проектируемом станке заслуживает внимания конструктора. Большое достоинство
такого конструктивного решения — чрезвычайно малый износ направляющих ста-
нины: в опытах, которые проводились с тремя различными сортами пластмассы при
средних удельных давлениях /7 = 5 4-10 кг/сл2, скоростях скольжения v =
= 1-4-10 м[мин и работе всухую (в большинстве случаев) износ чугунного образца
после 50 000 двойных ходов оставался всегда ниже 0,001 мм. Захватывание напра-
вляющими из пластмассы мелкой стружки не угрожает обычно повреждением
чугунной направляющей. При отказе смазочного устройства сопряжение пласт-
масса — чугун может работать сравнительно долго без заедания. Однако износо-
стойкость направляющих из пластмассы сильно зависит от структуры последней и
от режима работы.
Главными недостатками пластмасс в качестве материала для направляющих стан-
ков являются: 1) склонность их к разбуханию вследствие впитывания масла;
2) низкий коэфициент теплопроводности, примерно в 100—-150 раз меньший, чем
у чугуна, вследствие чего при сухом трении возможно нагревание пластмассы до
температуры >120—130°, при которой она становится хрупкой (озоливание) и не
может сопротивляться разрушению. Первый недостаток может быть устранен пред-
варительной подготовкой пластин или полос из пластмассы — пропитыванием в тече-
ние 10 —15 дней в ванне маслом, нагретым до 60°.
Проведенные до сих пор исследования износостойкости направляющих и склон-
ности их к задирам указывают на необобщаемость результатов лабораторных
вкспериментов 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 Н ts чугунной направляющей сама по себе
не характеризует износостойкости последней: так, ино;да при Нв = 80 износо-
стойкость оказывалась выше, чем при Нв = 150. При нормальных условиях
эксплоатации станка наиболее целесообразна твердость направляющих Нв =160-4- 180.
2. Наибольший износ и наибольшая склонность к задирам наблюдаются при
одинаковой твердости обеих сопряженных направляющих.
3. О влиянии на износостойкость способа отделки направляющих дает понятие
следующее сопоставление (результаты лабораторных опытов»:
Станина Каретка Относительный
износ
Шабреная Шабреная 100
Шлифованная Шабреная 85
Шабреная Шлифованная 85
Шлифованная Шлифованная 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 направляю-
щих.
5. Влияние скорости v скольжения на износ чугунных направляющих незначи-
тельно, по крайней мере в пределах испытанного диапазона 17 = 0,9—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 предварительно приработанные направляющие способны после прекраще-
ния смазки работать довольно долго без появления задиров.
7. С увеличением в чугуне содержания С (3—3,6%) и Р (0,1 —0,5%) и
с уменьшением Si (1,4—0,9® 0) износостойкость направляющих возрастает.
8. Принудительная смазка направляющих уменьшает их износ в среднем на 15%
(опыты ЭНИМС в 1948 —1949 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
170
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
пластмассу. Износостойкость подобного сочетания материалов должна быть, однако,
предварительно проверена на стенде, а в случае проектирования станка для се-
рийного производства — на первом образце станка в условиях нормальной экспло-
атации.
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 /=0,104-0,17,
причем наименьший износ отвечал интервалу /=0,125-^-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 — 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 длинными. Поверочный расчет направляющих (см.
§ 25) позволяет выявить те изменения, которые должны быть внесены в конструк-
цию, 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. 131, табл. 5).
В пределах одной и той же направляющей скольжения колебания твердости
&НВ = Нвтах—Нв™\п ограничиваются условиями А Ид > 25 при длине направляю-
щей L д/ 4 м и Д Ив > 35 при L > 4 м. Для направляющих станин, состоящих
из отдельных частей, допускается А Н; > 45 на всей длине направляющей. Как
для цельных, так и для составных станин значения Нвтах и Л/д1П;п не должны
выходить из границ, установленных для чугуна соответствующего класса.
Для стальных закаленных направляющих нормы твердости указанными техни-
ческими условиями не предусмотрены; она всегда больше нижнего предела ды
чугунных направляющих и в зависимости от марки стали и термообработки дости-
гает значений Нв = 500 и больше (для азотированных И > 900 -4- 1000).
2. Качество обработки и сборки. Направляющие поверхности ста-
нин, а также стоек, столов, салазок и пр. должны быть чисто обработаны ша-
бровкой или шлифованием либо другим способом, который сообщает поверхности
такое же высокое качество (полировка, притирка пастой ГОИ). Закаленные напра-
вляющие должны быть тонко отшлифованы.
При проверке на краску шабреных направляющих количество несущих пятен
на площади 25 X 25 мм2 должно быть не меньше 16 дли направляющих высоко-
точных (прецизионных) станков, 10—для направляющих скольжения при ширине
b < 250 мм и направляющих перестановки при b < 100 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 спо-
собом, несущие пятна должны распределяться равномерно по всей поверхности.
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
Направляющие
171
заходить в стык между сопряженными поверхностями; допускается лишь закусыва-
ние щупа на длине 25 мм с торцев направляющих.
Клинья для регулирования зазоров в направляющих (см. § 22, В) должны плотно
прилегать к направляющим по всей длине как в плоскости скольжения, так и
в плоскости прилегания. Устройства, с помощью которых производится регули-
ровка направляющих, должны обеспечивать установленное положение последних
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 точности' 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 идеальной.
Точность круговых направляющих для вращающихся столов (карусельные, не-
которые зуборезные станки, многопозиционные станки различных типов) про-
веряется по биениям стола.
Необходимые точность и чистота поверхности направляющих достигаются соот-
ветствующей технологией механической обработки их,подробно рассматриваемой в
курсе „Технология станкостроения'.
§ 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
поверхностью, которая оставляет движению этой детали только одну степень сво-
боды. Следовательно, в качестве направляющей может быть использована произ-
вольная линейчатая поверхность с образующими, параллельными направлению тре-
буемого движения, за исключением лишь одной круговой цилиндрической поверх-
ности (оставляющей две степени свободы). Так как проще всего обрабатываются
плоскости и круговые цилиндрические поверхности, то направляющие станков для
прямолинейного движения ограничены в большинстве случаев плоскостями, значи-
тельно реже — двумя круговыми цилиндрами.
Отсюда следует, что направляющая может иметь любой многоугольный про-
филь. Примеры такого конструктивного решения показаны на фиг. 122 (напра-
вляющие ползуна холодной дисковой пилы) и фиг. 123 (направляющие ползуна
карусельного станка). Однако взаимная пригонка нескольких сопряженных плоско-
стей скольжения тем труднее, чем больше число таких плоскостей (и чем больше
их площади). Поэтому естественно стремление свести это число к наименьшему
необходимому— к трем, как схематически показано на фиг. 124, а. Функция
направляющей будет обеспечена, а вместе с тем обработка сокращена при выпол-
нении ее по схеме фиг. 124, б, требующей значительно меньшей пригонки. Тре-
угольный профиль в действительное,и 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. 125, а — е утолщенными линиями; см. также такие же линии на
фиг. 126 и 127 (направляющая салазок па стойке горизонтально-расточного
станка).
172
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг. 126
Флг. 121-
Направляющие скольжения
173
Если на направляющую постоянно действует сила, направленная перпендику-
лярно одной из ее трех граней или дающая перпендикулярную ей составляющую,
достаточную для обеспечения постоянного прилегания со пряженных поверхностей
по двум остальным граням, то указанная грань направляющей становится лишней;
в подобных случаях требуемое направление движения вполне определяется иву-
Фиг. 128,
гранюй направляющей, профиль которой
получается отбрасыванием соответствую-
щей стороны треугольника, как изобра-
жено на фиг. 128, а — г (ср. с фиг. 125).
Поэтому еСлп бы, например, на сгол станка по фиг. 12о постоянно действовала
достаточно большая вертикальная сила V, показанная на фигуре иуикшром, то
в планке 7 (фиг. 126) не бы-
ло бы необходимости. Если
же система сил, действую-
щих на наплавляющие во вре-
мя работы станка, не дает
такой составляющей, то замы-
кающая сторона профи..я не-
обходима.
Так как обработка и кон-
троль взаимно перпендикуляр-
ных и параллельных плоско-
стей несколько проще, чем
S)
\р
д)
Фиг. 129.
Фиг. 130.
а) б)
Фиг. 131.
наклонных, то в качестве исх од-
ного профиля для направляю-
щих прямолинейного движения
берут также прямоугольник,
в котором используются либо
все четыре стороны (фиг. 129,
а — в, а также фиг. 130, на
которой направляющие поверх-
ности показаны утолщенными
линиями), либо только три
стороны (фиг. 129, г — е) —
при наличии постоянно действующего усилия, заменяющего четвертую, замыкаю-
щую сторону профиля направляющей.
Если принять в качестве исходного профиля направляющей окружность, то
чтобы оставить движущейся детали станка лишь одну степень своб >лы, стедоза-
тельно, устранить возможность вращения ее вокруг оси направляющей, необходима
еще одна направляющая такого же или другого профиля. Примеры конструктив-
ных решений приведены 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
174
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
заменены и все другие плоские грани направляющих. Практически это сводится
к применению роликов или шариков, как схематически показано на фиг. 131, а
и б. Конструкции направляющих качения показаны ниже (см. § 23).
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
1 еща—
Фиг. 132.
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 та-
ких формах направляющей, при которых автоматическая компенсация износа про-
исходит под действием, например, собственного веса салазок, стола и т. п.
Фиг. 133.
Необходимое число поверхностей, координирующих движение, может быть
сосредото ено в одной направляющей („грядке11) станины, т. е. по одн й стороне
ее, или они могут быть распределены между несколькими направляющими.
В подавляющем большинстве станков для прямолинейного движения салазок,
супорта, стойки, стола п т. п. служат две направляющие, а в тяжелых станках
три, четыре, иногда и больше направляющих — в зависимости от ширины станины,
числа супоргов, веса стола с установленной на ней 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-
Направляющие скольжения 175'
мера на фиг. 132 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. 133—-станина и супорт токарно-винторезного
станка с двигателем мощностью 20 л. с.), а также, например, в двухшпиндель-
ных горизонтальных станках для одновременного сверления и расточки двух длин-
ных 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, Е).
Б. Конструктивные формы направляющих скольжения
У
В соответствии с изложенными общими положениями в современных станках
применяются направляющие скольжения (фиг. 134): призматические, или треуголь-
ного профиля (а— в), V-образные (г и д), с профилем в форме ласточкина хвоста
(е и а/с); плоские, или прямоугольного профиля (з и к); цилиндрические (штанго-
вые, к и л). Призматические и V-сбразные направляющие могут иметь профиль
симметричный (а и г) или несимметричный (в и д), причем грани направляющей
в большинстве случаев (однако не всегда) взаимно перпендикулярны, особенно
у призматических направляющих. Угол между гранями V-образных направляющих
делают нередко большим 90° (около 12СГ) с целью увеличения несущей нагрузку
поверхности при не слишком большой глубине. Угол между гранями ласточкина
хвоста делают равным 55°, за редкими исключениями.
Каждая из конструктивных форм направляющих имеет свои достоинства и свои
недостатки,1 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
или клина, и удобство применения в качестве направляющих для вертикальных
перемещений; призматические и V-образные направляющие для вертикально
движущихся узлов трудно используемы, особенно при большой величине действу-
ющих на отрыв усилий. Изготовление и контроль направляющих в форме ласточ-
кина 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 направля-
ющим в отношении опасности повреждения стружкой.
Цилиндрические направляющие по фиг. 134, 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. 134, к.
Обе направляющие для движения или перестановки одной и той же детали
станка часто имеют различные профили: сообразно с величиной и направлением.
176
Станины. /Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
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 накрав щющих; поэтому, например, в современных
л1
Фиг. 134.
токарных станках широко рас-
пространены направляющие для
каретки супорта по фиг. 134, в:
результирующая сила напра-
влена здесь под таким углом
к внутренней (короткой) грани
передней направляющей,' что
супорт не имеет тенденции
„взбираться" на нее.
Имеет значение и ожидае-
мый износ граней направляю-
щих. Нередко несколько ва-
риантов представляются при-
мерно равноценными, что
объясняет разнообразие кон-
структивных решений, встре-
чающихся в современных стан-
ках.
Ориентировка граней ка-
ждой отдельной направляющей
(и оси цилиндрической напра-
вляющей) вполне определяется
требуемым направлением пе-
ремещений движущейся или
устанавливаемой детали или узла, например салазок, стола, консоли и т. п. Что
касается расположения обеих (или бо ьшего числа) направляющих для опреде-
ленной детали станка в горизонтальной, вертикальной или наклонной плоскости,
то оно в принципе произвольно: исход-
ный профиль может занимать любое
положение в своей плоскости. Выбор
того или иного расположения может
быть обусловлен различными сообра-
жениями — технологическими, стремле-
нием уменьшить опасность отжатия су-
порта или каретки под действием уси-
лий резания, лучше защитить напра-
вляющие от стружки, облегчить уда-
ление ее — что имеет особенно боль-
шое значение в станках для скорост-
ной обработки, сделать более удобным
наблюдение за работой инструментов,
дать лучшее направление супоргу и
лагают две направляющие для одной
Фиг. 133.
т. п. Иногда по этим же причинам распо-
детли 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 возможны 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,
Направляющие скольжения
177
12
Лчеркан Н. С. 565
178 Станины Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг. 137.
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. 65, 66, 68, 90, 92, 106, 132 и др. Из
трех направляющих для каретки токарного
супорта по фиг. 133 средняя расположена не-
сколько 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, установленным в несколь-
ких супортах, необходимо предусмотреть на
станине направляющие для каждого из про-
дольных и поперечных супортов, надежно за-
\ щитить направляющие от стружки и обеспе-
) чить хороший сход ее. На расположение на-
правляющих влияет, кроме того, требование,
чтобы один супорт не мешал движению других.
Все эти требования приводят к характерному
для станков этой группы расположению напра-
вляющих — в вертикальных или наклонных пло-
скостях; примеры на фиг. 67, 135 (7 и 2 —
направляющие для переднего, 3 и 4 — для зад-
него супорта), фиг. 136 (передний супорт мно-
горезцового полуавтомата модели 1730 отечест енной конструкции). При таком
расположении направляющих часто достигается также большая устойчивость супор-
тов и работа их без вибраций благодаря более благоприятному расположению
рабочих граней направляющих относительно 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. 137, изобра-
жающей деталь станины и стола координатно-расточного станка одного из отече-
ственных станкозаводов.
В. Устройства для регулирования направляющих
Для точного и свободного от сотрясений движения детали станка,"перемеща-
ющейся вдоль направляющих и связанного с ней узла, необходимы элементы, позво-
ляющие устранять игру во всех парах сопряженных направляющих поверхностей.
Наиболее общее решение показано на фиг. 138 (большая час гь фиг. 138— 160 вы-
полнена полусхематически): чрезмерный зазор в стыках горизонтальных плоскостей,
воспринимающих вертикальное давление V, регулируется здесь клиньями 7 и 2, а
в вертикальных плоскостях, которые воспринимают горизонтальное давление Нх или
Нг и являются собственно направляющими поверхностями, — клином 3
Если каретка или салазки охватывают контур прямоугольных направляющих
только с трех сторон (фиг. 139), необходимы прижимные планки 7 и 2, которые
прикрепляются к салазкам винтами. Обработка направляющих деталей в этом слу-
чае проще, чем при конструкции по фиг. 138, но компенсация износа горизон-
тальных граней, в результате которого чрезмерно увеличился бы зазор между
Регулирование направляющих
179
планками и ни/кними (задними) плоскостями направляющих станины, требует шабровки;
чтобы избежать ее, иногда применяют тонкие слоистые прокладки (см. стр. 183).
Для регулирования зазора в вертикальных плоскостях стыка направляющих
здесг служит планка Л (фиг. 13‘>) прямоугольного профиля и постоянной толщины;
по мере надобности планку поджимают несколькими винтами 3. Вместо такой
планки также и в данном случае можно применить клин.
1 iри комбинировании направляющей с профилем в форме половины ласточкина
хвоста с гшямоугольной регулирование зазоров производится аналогично, как это
ясно из сравнения фиг. 140 с фиг. 138
и фиг. 141 с фиг. 139; различие лишь
в том, что при такой конструкции напра-
вляющих прижимная планка со стороны
ласточкина хвоста становится лишней, так
как опрокидывание салазок в сторону,
показанную стрелкой, невозможно. Регу-
лирующую планку или клин ставят, как
Фиг. 139.
правило, со стороны плоской направляющей. Однако при надобности ее можно
поместить и с противоположной стороны, как это ясно из фиг. 142 и 143, изо-
бражающих 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-
Фпг. 140.
Фиг. 141.
ние воспринималось непосредственно соприкасающимися гранями направляющих,
т. е. со стороны, противоположной нагруженному стыку последних (см. стрелки Н
на фиг. 139 и 141). При регулировании посредством клина он может быть распо-
ложен с любой стороны (см. стрелки Н1 и Н2 на фиг. 138 и 140), хотя также и в
этом случае предпочтительно следовать указанному выше правилу для расположе-
ния планок.
Для регулирования призматических направляющих требуются только планки,
прижимаемые посредством винтов к нижней (задней) плоской стороне направля-
ющих, с необходимым для движения зазором (см. фиг. 133).
Из предыдущего ясно, что в большинстве случаев для регулирования зазора
достаточно поставить к: ин или планку с одной стороны Только в тех случаях,
когда необходимо сохранить неизменным положение какой-нибудь оси или плоскости
направляемой детали относительно других частей станка, необходимы компенсаторы
180
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
с обеих сторон направляющих, как схематически показано на фиг. 144 (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
Фиг. 142.
его уклон.
Для установки клина в требуемом
положении необходимо иметь возможность
перемещения его в обоих направлениях.
С этой целью применяют винты разно-
образных конструкций; наиболее рас-
пространенные варианты показаны на
фиг. 145, а, б, в, с одним винтом двустороннего действия, и на фиг. 146 с двумя
винтами. Реже используется конструкция, показанная на фиг. 147 (регулирующий
кд,ин рабочего стола бесконсольного вер-
тикально-фрезерного станка модели 6Д16).
Для установки клина здесь необходимо
сначала расконтрить обе гайки 7 и 2.
Совершенно так же устроена регулировка
клина ползушки механизма качания и
клиньев* су порта в зубодолбежном станке
модели 514.
Иногда в конструкции предусматри-
вают винты для крепления клина в отре-
гулированом положении (фиг. 148, вин-
фиг. 145.
На фиг. 149 показано для. пр”мера устройство для регулировки клина стола
зубоотделочного станка модели 571Б, на фиг. 150, а — в — три вида клиньев
беспентровошлифовального станка модели 3180 (а — клин с головкой, б — клин
без головки, в—плоский клин-планка).
Различные формы поперечных сечений клиньев и планок, встречающихся в совре-
менных станках, представлены на фиг. 151 и дальнейших.
На первой из них изображены три варианта нижней планки салазок; вариант а,
Регулирование направляющих
181
Фиг. 146.
Вариант
головки
Фиг. 149.
Фиг. 150.
{82 Станины. Направляющие. Стойки, мы, нопсри-чи-,/... сичор-;
Фиг. 152.
Регулирование напрт.лшищих
самый распространенный, требует шабровки; при втором варианте б ре1улировка
зазора производится винтами с контргайкой, в третьем в для этого достаточно
удалить один или два тонких листка из слоистой прокладки 7. Наиболее удобна
для регулирования придерживающая планка по фиг. 152 (планки револьверного
Фиг. 156.
Фиг. 157.
супорта станка модели 1322),
планок в револьверном станке
Фиг. 158.
как это понятно из чертежа; применение таких
с головкой барабанного типа, ось которой парал-
лельна оси шпинделя, показана на фиг. 205.
На фиг. 153 показан способ регулирова-
ния направляющих прямоугольного профи-
ля посредством планок постоянной толщи-
ны. Различные способы регулирования на-
правляющих в форме ласточкина
постоянной толщины
(плацки трапецевидного профиля). В первых
двух конструкциях (а и б) последней фигуры
регулирование производится винтами 7; предва-
рительно нужно немного отпустить крепежные
винты 2. В варианте по фиг. 155, в зазор
в направляющих определяется толщиной слои-
стой прокладки.
Реже применяются более сложные конструк-
ции по фиг. 156, а—б; выступ планки по
фиг. 156, б направляет планку и предохраняет ее
от выпадения при отпускании винта.
При регулировании с
по 'фиг. 155, 156 и т.
тщательная обработка
(проверка по краске).
Расстояние между поверхностями, напра-
вляющими движение, зависит от местоположе-
ния регулирующего клина или планки, как
чин В на фиг. 139 и 157:
называемые широкие, на второй — узкие направляющие. Нередко приписы-
ваемое последним преимущество перед широкими направляющими — меньший пере-
XBOcia представлены на фиг. 154, а и б (планки
сечением в виде параллелограмма)
фиг. 155, а — г
помощью планок
п. необходима очень
упорных плоскостей
фиг. 160.
Фиг. 161.
это
видно из
на первой из них схематически
сравнения вели-
представлены так
184
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
кос движущейся детали (каретки, стола и т. д.)— в действительности не суще-
ствует, 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 вели-
чину длина салазок и положение линий действия тягового усилия и преодолеваемой
им равнодействующей сил сопротивления относительно средней линии (параллель-
ной направляющим) передвигающейся детали. В зависимости от этих факторов
тяговое усилие получится меньш im 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 направляющих. При
коротких салазках предпочтительны узкие направляющие. В новейших моделях
станков применяются как широкие, так и узкие направляющие; общая тенденция
последнего времени — в сторону предпочтения узких направляющих.
Г. Привертные и приваренные направляющие
Направляющие, изготовленные отдельно от станины из стали (стр. 167) или
(значительно реже) из высококачественного чугуна, могут иметь любую форму
Фиг. 162.
К чугунной станине (или другой литой детали станка) они прикрепляются, как
правило, винтами. Для разгрузки последних от поперечных усилий иногда приме-
няют соединение гребнем и пазом (см. фиг. 136, 4, фиг. 158, направляющая
на фиг. 164) или ласточкиным хвостом (см. фиг. 104), а иногда крепление произ-
водится так, как изображено на фиг. 159.
Тонкие стальные направляющие прикрепляют винтами с коническими головками
впотай, шлицованными (фиг. 160) 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 (фиг. 161, конструкция одного из отечественных заводов). На
Привертные направляющие
185
фиг. 162 (станина резьбошлифовального станка модели ММ582) показано крепление
направляющих винтами со шлицованной цилиндриче
ской головкой.
Везде, где'это возможно, лучше располагать кре-
пежные винты гак, чтобы рабочие поверхности напра-
вляющих не были нарушены (фиг. 163,
159 и др.). Если это невозможно или
затруднительно и головки винтов выхо-
дят на рабочую поверхность напра-
вляющей, то они должны быть плотно
пригнаны к соответствующим отверстиям,
чтобы стружка не могла застревать в
зазорах или шлицах. В этом отноше-
нии конструкции по фиг. 158 и 161
лучше, чем по фиг. 160.
Иногда стальными направляющими
Каретка ребольйерной гслобки
Фиг. 164.
снабжают не только станину или стойку, но также и движущуюся по ней
деталь. Пример — на фиг. 164, поясняющей конструкцию крепления стальных
Фиг. 165.
направляющих на станине и на каретке револьверной головки полуавтомата.
Цель такой конструкции — возможно длительное сохранение центрального поло-
Фиг. 166.
жения каретки относительно оси шпин-
деля.
К стальным сварным станинам, стой-
кам, с голам и т. д. стальные направляю-
щие приваривают (фиг. 165, а — в), а чу-
гунные прикрепляют винтами к стальной
приваренной полосе. Пример такого реше-
ния показан на фиг. 165, г; оно было
бы лучшим при креплении снизу или по
крайней мере в соответствии с фиг. 161.
В данном случае зазоры между головками
Фиг. 167.
винтов и направляющей допущены потому, что направляющие надежно защищены
и вероятность попадания на них стружки ничтожна.
186 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Заслуживает упоминания орш инальное решение, примененное заводом Густлофф
(Германия) в изготовлявшихся им токарно-винторезных станках (фиг. 166). Напра-
вляющие фасонного профиля (фиг. 167) изготовлялись прокаткой (сталь с С - О,45и/0,
Мп — до О,8°/о, Si — до 0,35у/(|) в виде полос и приваривались сплошным швом
к станине. Однако такое решение далеко не всегда приемлемо и может оправды-
ваться лишь при достаточно большой серийности производства, так как стоимость
специально калиброванных прокатных валков высока.
Д. Цилиндрические направляющие
Цилиндрические направляющие получили применение в современных станках
.амых различных типов — токарных многорезцовых, токарных автоматах (например
Фиг. 168.
в щестишпиндельном токапном автомате модели ГАШ-6 конструкции докт. техн,
чаук лауреата Сталинской премии проф. Г. А. Шаумяна), болто-, винто- и трубо-
резных, продольно-фрезерных, хонинговочных, резметочно-сверлильно-расточных,
протяжных. Они применяются как при длинных, так в особенности при коротких
ходах движущейся детали.
Однако несмотря на многие достоинства направляющих этой формы (удобство
•дед, точной обработки, легкое скатывание стружки), они все же пользуются пока
значительно меньшим распространением, чем направляющие скольжения других
профилей, рассмотренных выше. Напротив, если супорт одновременно с поступа-
тельным должен совершать и катательные движения, как, например, в полуавто-
матах модели 116, цилиндрическая направляющая является наиболее удобной.
Цилиндрические направляющие
187
Направляющие стальные цилиндрические брусья или трубы могут быть закре-
плены либо в неподвижной части станка — станине, стойке, консоли,— либо в дви-
Фиг. 170.
жущейся. Чаше применяют первый способ
закрепления, как показано на фиг. 16 8,
изображающей резьбонарезный станок
модели НХ-82, изготовленный отече-
ственным заводом. Каретка 2, несущая
приспособление с заготовкой, подается
здесь по цилиндрическим направляющим
брусьям ], закрепленным неподвижно
ЗвЖ иМНЬ’Й
и распорные
винты
6)
Коническая
поверхность
Фиг. 171.
и станине станка. Перемещение каретки ручное и производится штурвалом 3, на
валике которого заклинены две реечные шестерни 4 (фиг. 169), постоянно сце-
Фиг. 172.
пленные с рейками, нарезанными на направляющих брусьях снизу. Конструкция
значительно проще и дешевле, чем при направляющих любой другой формы.
Второй пример—на фиг. 170, изображающей операционный станок, изготовленный
одним из наших заводов. Каретка 1 перемещается ходовым валиком 3 по цилин-
188
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, су по рты
дрическим направляющим 2 -2. Из фигуры видна крайняя простота конструкции
станины, требующей к тому же минимальной обработки благодаря применению
цилиндрических направляющих.
В брусьях часто делают сверху продольную смазочную канавку. Для компенсации
износа предусматриваются сменные или регулируемые вкладыши, вставляемые в движу-
щуюся часть станка. В конструкциях по фиг. 171, а—в износ цилиндрических
направляющих компенсируется либо подшабриванием или сошлифовксж
стыков (а), что сгзя; ано с простоем станка, либо посредством зажимных и
распорных винтов (б), либо подтягиванием вкладышей с несколькими надрезами и
одной прорезью (в), т. е. теми же способами, какие применяются для регулиро-
вания зазоров в подшипниках скольжения (см. § 52, Б). Тождественность конструк-
тивных решений объясняется здесь тем, что и подшипники служат, в сущности,
направляющими, но только вращательного движения.
Е. Круговые направляющие
Направляющие вращающихся или лишь периодически поворачивающихся столон
и револьверных головок должны обеспечивать точное круговое движение, без
осевой игры. При конструировании таких направляющих нужно предусмотрен,
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 эго
часто бывает в станках с направляющими этого вида. При большом удельном
давлении на направляющих очень желателен автоматический контроль их темпера-
туры (см. стр. 202).
’ 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 зависит главным образом ог
размеров направляемой детали, от величины и направления действующих усилий.
Для револьверных головок и небольших столов необходимая точность направления
часто достигается так же, как точность вращения шпинделей станков: деталь
имеет центрирующую цапфу или связана с валом (шпинделем), который вращается
в конической или в цилиндрических опорах. Опоры качения и упорный подшипник
здесь обычно не нужны. Примеры подобных решений иллюстрированы ниже.
На фиг. 172, представляющей разрез через верхнюю часть продольного супорта
револьверного станка модели 136, револьверная головка 7 имеет внизу коническую
цапфу, которой она сидит во втулке 2, точно пригнанной к своему гнезду гг ка-
ретке 4 супорта. Посредством круглой гайки 3 эту втулку можно поднять на-
столько, чтобы револьверная головка центрировалась с требуемой посадкой в на-
правляющем конусе втулки 2 и одновременно опиралась торцем 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 опре-
деляется фиксатором (гнезда 6 для него) и отчасти зажимным хомутом 5.
Аналогично сконструировано направление стола 4 зубострогального станка для
цилиндрических колес (фиг. 173), но для регулировки по высоте конусной втулки б
здесь нет надобности снимать стол: для этого нужно вывинтить винты 2, в одно
из отверстий стола вставить калиброванный штифт 3 и рукояткой 8 вращать чер-
вяк 7, сцепленный с червячным венцом 5 сгола. до тех пор, пока штифт не запа-
дет в отверстие регулировочной гайки 1. При дальнейшем вращении руко-
Круговые направляющие
189
ятки 8 вместе со столом будет вращаться и эта гайка, поднимая или опуская
втулку б.
В конструкции по фиг. 174 вращающийся верхний стол (поворотный круг) 3
долбежного станка (модели 741) направляется цилиндрической поверхностью полого
пальца 5, который закреплен в нижнем круглом столе 2. Стол 3 сидит на этом
пальце своей центральной втулкой 4. Нагрузка, действующая на стол, восприни-
мается плоскими кольцевыми поверхностями прилегания столов 3 и 2. Стол 3,
Чпн. 17о.
приводимый во вращение червячной передачей 7, 6, предохранен от опрокидывания
планками 1. При выключенной круговой подаче стол 3 стопорится двумя винтами 8,
к тторыми/можно прижать сухари 9 к периферии плоской направляющей стола 2.
Недостаток этой конструкции — невозможность компенсации износа направляю-
щих поверхностей деталей 4 и 5 иначе, как путем замены одной из них. Так как,
однако, окружная скорость на трущихся поверхностях здесь очень мала, нагрузка
их незначительна и работы с круговой подачей производятся на долбежных станках
не часто, то описанное конструктивное решение может быть допущено, хотя напра-
вление на конусе было бы лучшим. Напротив, для периодически поворачиваемых
многопозиционных столов, фиксируемых посте деления пружинным штифтом, спе-
циальным зажимом и т. п., цилиндрическое направление вполне уместно.
190
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты.
Пример направления вращающегося стола посредством одной конической поверх-
ности показан на фиг. 175, представляющей (полусхематически) разрез черв!
стот зубофрезерного станка. По своей простоте конструкция не требует поясне-
ний. Простота изготовления ее очевидна.
В малом карусельном токарном станке но фиг. 176 направляющие представляю!
комбинацию конической и цилиндрической поверхностей (показаны на фигуре утол-
щенными линиями); первая вос-
принимает также рабочее да-
вление, вес стола и обрабаты-
ваемой заготовки, а длинная
цилиндрическая направляющая
шпинделя предохраняет стол
от перекоса.
Очень часто в карусельных
станках применяют направляю-
щие несимметричного V-образ-
ного профиля (фиг. 177,
>го станкозавода, предназначен -
тая шпинделя конструируется
при этом так же, как опоры шпинделей тяжелых токарных и лобовых станков. Под-
пятник шпинделя позволяет разгрузить V-образную или плоскую направляющую
стола.
Легко понять, что такие конструкции круговых направляющих значительно
сложнее в изготовлении, чем описанные 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 только
шабровкой при условии выполнения ее
рабочими высокой квалификации. Прак-
тические преимущества направляющей
V-образного профиля перед простой ко-
нической представляются тем более сом-
нительными, что во время работы напра-
вляющие стола и станины получают раз-
личные по величине тепловые деформа-
ции. При отсутствии боковых усилий,
стремящихся сдвинуть стол в сторону,
или незначительной величине этих уси-
лий, как это обычно для плоскошлифо-
вальных станков, в направляющих V-об-
разного профиля надобности нет, и в подобных случаях более уместна кольцевая
плоская направляющ я.
Такая направляющая нередко применяется также в тяжелых карусельных стан-
ках; при этом основную функцию направления движения стола несет шпиндель
В карусельных токарных станках со столом очень большого диаметра,
внутренний диск которого может вращаться вместе с его внешним кольцом или от-
дельно от него, необходимы две направляющие в горизонтальной плоскости. Одна
из них имеет обычно несимметричный V-образный профиль, воспринимающий бо-
ковые усилия, а вторую направляющую приходится делать плоской, по крайней
мере при диаметре стола свыше 6—7 м, так как достигнуть одновременного и
равномерного прилегания трех или четырех пар сопряженных конических поверх-
ностей практически невозможно.
Круговые направляющие можно в большей или меньшей степени разгружать
с целью уменьшения их износа. Для этого при конструировании станка преду-
Круговые направляющие
191
сматривают соответствующее устройство,
фиг. 177. Прибегать к ним следует в тех
щие переменно по величине. Если же оно
чаще всего подобное показанном}' на
случаях, когда давление на направляю-
постоянно, как, например, в специаль-
Фиг. 177.
них плоскошлифовальных станках с круглым столом, то проще и дешевле разгрузка
с помощью пружин.
Круговые направляющие столов, не связанных со шпинделем, опирающимся и.-;
подпятник, можно разгружать, регулируя давление масла, подаваемого насосом на
направляющие.
§ 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 меньшее
трение и соответственно меньшее усилие для перемещения стола, супорта и т. ,т
Фиг. 178.
(о важном значении этого см. § 79, Л), большая простота смазки, легкость замены
изношенных деталей. В качестве элементов направляющих этого типа используются
ролики, иглы и шарики, по возможности стандартных размеров; они могут бытг>
приобретены на стороне, на шарикоподшипниковом заводе, благодаря чему изго-
товление направляющих качения не слишком сложно. В существующих станках
преимущественным распространением пользуются направляющие скольжения, но
указанные достоинства направляющих качения позволяют предвидеть все более
широкое применение направляющих этого рода в новых моделях ближайших лет
192
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Нужно иметь в виду, что направляющие качения должны быть изготовлены с более
высокой при прочих одинаковых условиях точностью, чем направляющие скольже-
ния: условия направления здесь хуже, чем при соприкасании плоскостей, и резуль-
татом погрешностей формы могут явиться смещения или перекосы направляемой
детали (фиг. 178).
В выполненных конструкциях часто комбинируются направляющие обоих типов.
Выбор наилучшего решения требует, как обычно, учета всех технических и эконо-
мических показателей сопоставляемых ва-
риантов. Ряд примеров конструкций при-
веден на фиг. 179 —195, которые иллю-
стрируют одновременно различные способы
регулирования направляющих качения.
В верхнюю часть супорта 2 (фиг. 179)
радиально-сверлильного станка сзади
Фиг. 179.
«Щи. 180.
вставлена тележка 5 (фиг. 180) с двумя роликами 4, которые опираются на верхнюю
ил- скую грань направляющей 3 рукава 1 (фиг. 179) (или на стальную ленту, на-
тянутую сверху этой направляющей).
Зазор регулируется клином 7 с винтом 8 (фиг. 180). Штифт б, запрессованный
в супорт, своим выступающим концом входит в овальный паз тележки и таким
Фиг. 181.
Фиг. 182.
образом не допускает продольного смещения ее относительного супорта. Эта кон-
струкция применена в ряде мо ,елей радиааьно-сверлильных станков.
На фиг. 181 и 182 изображено устройство направляющих стола универсально-
заточного станка.
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 закащн стальной закаленный пруток 5; в некоторых
моделях станков эти прутки сверху прошлифованы на плоскость. Такие же прутки 1
Направляющие качения
193
закатаны снизу в стол 12 станка. В замкнутые канавки 4—7 заложены стальные
закаленные высокоточные шарики 3 одинакового диаметра. Они чередуются с се-
параторными шариками несколько меньшего диаметра. Те и другие заполняют всю
канавку. Так как сепараторные шарики мало отличаются по диаметру от рабочих,
то для того, чтобы обеспечить правильное чередование шариков 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
способствует увеличению долговечности направляющих.
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 11 и 10,
наружные кольца которых работают как ролики. Каждый из шарикоподшипников 10
сидит на цапфе, эксцентричной относительно оси пальца 9. Поворачивая этот
палец за квадрат на торце цапфы, можно отрегулировать зазор в направляющей
так, чтобы достигалась необходимая точность прямолинейного движения стола.
Как видно из фиг. 181, ролики 10—11 установлены на концах поперечных
салазок на наибольшем возможном расстоянии, что очень целесообразно: угол
(в радианах) .перекоса стола равен отношению зазора в направляющих к их длине,
т. е. расстоянию между осями роликов. Следовательно, чем большим выбрано это
расстояние, тем большим может быть сделан при прочих одинаковых условиях
зазор и тем легче будет двигаться стол.
В описанной конструкции — четыре направляющих ролика. При выборе числа
их нужно иметь в виду следующее. Как видно из схематической фиг. 183, для
того чтобы движение стола, супорта и тому подобной детали происходило парал-
лельно плоскости, достаточно трех роликов; для прямолинейного движения нужны
ио меньшей мере шесть роликов с осями, параллельными двум взаимно перпенди-
кулярным плоскостям. Практически число роликов приходится брать большим по
конструктивным причинам (см. схему на фиг. 184, а). Если на движущуюся часть
станка все время действует сила, гарантирующая постоянное соприкасание роликов,
расположенных по одну сторону этой части, с соответствующей плоскостью, напри-
мер достаточно большой собственный вес этой детали, то направляющие ролики
с противоположной стороны не нужны (схема на фиг. 184,6).
Для регулирования зазора в направляющих качения могут служить такие же
клинья и планки, какие применяются в направляющих скольжения (см. фиг. 179
13 Ачеркан II. С. 565
194
Станины. Направляющие.
Стойки,
столы, поперечины, супорты
и 180), или ролики, положение которых регулируется изменением эксцентриситета.
Такие устройства служат обычно для периодического регулирования зазора вруч-
ную. Конструкции эксцентричных роликов показаны на фиг. 182 и 185 (напра-
вляющий ролик салазок ленточной пилы по металлу).
На пальце 1 (фиг. 185) сидит внутреннее кольцо
сферического шарикоподшипника 3, зажатое между
защитной крышкой 2 и гайкой 5. Ролик 4 надет на
подшипник и в осевом направлении фиксирован на
нем пружинным кольцом (не показанным на чертеже).
Детали 2 и 5 обработаны снаружи так, что при лю-
бом эксцентриситете е ролик вместе с наружным
кольцом подшипника может отклоняться от среднего
положения на +5°.
В универсально-заточном станке модели ЗА64
регулировка роликов, направляющих стол, происхо-
дит автоматически. Два ролика-шарикоподшипника 7,
расположенных с одной (левой на фиг. 186, б) сто-
роны направляющего ребра 2 стола, укреплены
в поперечных салазках неподвижно. Каждый из
двух других роликов 3 сидит иа оси, туго поса-
женной в рычаге 5 с осью качания 6 (фиг. 186, а);
пружина 4, связанная с концом рычага 5, прижи-
мает ролик 3 к направляющему ребру продоль-
ного 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 (19,05 мм).
Фиг. 186, а.
Направляющие качения в станках фирмы Экселло показаны на фиг. 187 и 188.
На первой из них стол 4 (фиг. 187) движется между двумя планками 3 и 6 по
роликам, заключенным в сепаратор 7. Зазор в направляющих регулируется вин-
том 7. Щитки 2 и 5 защищают рабочие поверхности направляющих от абразив-
Направляющие качения
195
noil и металлической пыли. Точное положение стола устанавливается при сборке
бумажными прокладками 8 соответствующей толщины. Сепаратор 7 не позволяет
ноликам выпадать из него и тогда, когда стол выходит из роликов.
В конструкции по фиг. 188 стол
Внутри стола просверлены два канала,
движется между двумя рядами шариков,
диаметр которых несколько больше диа-
метра шариков, так что последние могут
свободно перекатываться в них. Напра-
вляющие связаны с этими каналами по-
средством фасонных планок 7, при входе
в которые шарики разгружаются. Фетро-
вая набивка 2 между деталями 7 и при-
жимными планками 3 защищает напра-
Фиг. 188.
Фиг. 187.
ваяющие от абразива и т. п. Способ регулирования последних — такой же, как
в предыдущей конструкции.
196
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Пример применения шариковых направляющих для движения вертикальных са-
лазок показан на фиг. 189. Салазки вместе с шлифовальной бабкой высокоточ-
ного шлифовального станка весят здесь около 135 кг, но благодаря применению
направляющих качения допускают легкую и точную установку. Шарики разделены
сепаратором (на чертеже не показан). Дорожки для шариков изготовлены из хро-
Фиг. 189.
момолибденовой стали, закалены и отшлифованы. Устройство направляющих и
способ их регулировки понятны из чертежа.
Конструкция направляющей качения в форме ласточкина хвоста представлена
на фиг. 190, изображающей устройство направляющей внутришлифовального станка
модели 325ОК. Применение игл, работающих в направляющей без скольжения,
Фиг. 190.
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 движения. Как видно из чертежа, иглы
заключены здесь в сепараторы.
Нередко направляющая качения комбинируется с направляющей скольжения.
На фиг. 191 показана конструкция направления модернизованного стола универ-
сально-заточного станка модели 3641. Первоначальная конструкция изобра-
жена на фиг. 192, не требующей пояснений. В измененной заводом МСЗ
конструкции между кронштейном 9 (фиг. 191) и столом I введена плита 4, при-
крепленная к кронштейну 9 винтами 5. В боковые грани плиты 4 вставлены
шесть пальцев 2 с эксцентричными цапфами (эксцентриситет 1 мм), на которые
посажены шарикоподшипники 3 так, что наружные кольца их выступают на 2 лм1
Направляющие качения
197
выше верхней плоскости плиты 7. В столе 7 простроганы два паза, в которых
закреплены винтами 7 стальные
тов 7 прошлифованы заподлицо
закаленные продольные планки 6; головки вин-
с поверхностью этих планок. В головках паль-
•диг. 1У1.
цев 2 сделаны прорези для пово-
рота их при регулировании и на-
резана резьба для облегчения раз-
борки. В вертикальной плоскости
стол направляется так же, как до
модернизации (фиг. 192); боковой
зазор регулируется клином 8. Ана-
логичная конструкция применяется
в некоторых станках для заточки
протяжек.
На фиг. 193 изображен разрез
бесцентровошлифовального станка,
на котором хорошо видно устрой-
ctBO направляющих ведущего круга.
Основной является здесь V-сбразная
(правая на фиг. 193) направляющая,
определяющая точность прямолиней-
ного движения каретки и располо-
женная выше второй — роликовой—
направляющей 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. 194 и 195) представляет соче-
тание направляющей скольжения с
направляющей качения. Точность
прямолинейного движения стола
обеспечивается V-образной 4 и плос-
кой 2 поверхностям скольжения,
обработанными на станине (фиг. 194).
По обеим сторонам каждой из этик
Фиг. 192.
поверхностей обработаны более узкие плоскости (7 и 3) для роликов, которыми
здесь служат наружные кольца шарикоподшипников 9 (фиг. 195). Последние
монтированы здесь попарно на концах оси 10, средняя часть которой охватывается
плоской пружиной 8, прикрепленной к столу 6. Натяжение пружины регули-
руется винтом 7, который фиксируется винтом 5. Как видно отсюда, с помощью
198
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг. 193.
Фиг. 194.
Фиг. 195.
ащита и смазка направляющих
199
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
Горячая 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—чу-
гунная, 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 истира-
ние незащищенных направляющих абразивными частицами и пылью; вредное влия-
ние оказывает на направляю-
щие также вода. Поэтому
надежная защита направляю-
Фиг. 197.
щих имеет чрезвычайно важное (едва ли не самое важное) значение для длитель-
ного сохранения их точности. Наблюдения показывают, что хорошо защищенные
направляющие сохраняют свою первоначальную 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
Фиг. 200.
Фиг. 199.
изделия. Особенно необходима 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. 196). Такие коробки изготовляют из тонкой стали или
латуни, а более массивные отливают из чугуна. Вместо фетра применяют иногда
кожу или синтетический каучук, нечувствительный 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. 197), легко касающийся направляющей. В некоторых
конструкциях в одну коробку закладывают две подушки; одна из них (7 на
200
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
фиг. 198)—из кожи или синтетического каучука — сметает с направляющей
стружку, пыль и пр., а вторая 2 — фетровая, которая следует за первой подуш-
кой, пропитана маслом (масленка 3) 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 напра-
вляющей. Его приходится поэтому часто —
примерно один или два раза в педелю —
промывать в керосине и чистить проволоч-
ной щеткой. Для станков, работающих абра-
зивным инструментом, эти устройства вообще
непригодны.
Значительно более действенна защита
направляющих от мелкой стружки и воды
Фиг. 201.
Фиг. 202.
посредством щелевидных уплотнений, образуемых стальной полосой, прикреплен-
ной к столу или каретке и движущейся вместе с ней в соответствующей выемке
рядом с неподвижной направляющей (фиг. 199). Эффективность этого средства
3 ч 5 б
Фиг. 203.
зависит от ширины и длины щели, как
в лабиринтном уплотнении. С торцев, однако,
направляющая остается незащищенной. Более
надежный вариант конструкции показан на
фиг. 200. Щелевидные уплотнения при очень
малом зазоре удовлетворительно защищают на-
правляющие. также от абразива.
Действенный способ защиты направляющих
от металлической стружки состоит в том, что
при всех положениях движущейся по ним де-
тали станка направляющие остаются закрытыми
по всей длине. Конструктивно эта задача ре-
шается различно, чаще всего при помощи чу-
гунных или штампованных стальных (иногда из нержавеющей стали) щитков соот-
ветствующей формы, прикрепленных к торцам движущейся детали. Цельные щитки
удобны лишь при не слишком длинных направляющих станины и потому приме-
няются чаще, например, в револьверных станках, чем в длинных токарных.
Примеры наиболее распространенных конструктивных решений показаны
на фиг. 201 (револьверный супорт станка модели 136) и фиг. 202 (стол продоль-
но-фрезерного станка). Зазор между щитком по фиг. 201 и поверхностью направ-
ляющей должен быть возможно малым.
Защита и смазка направляющих
201
Более оригинальная конструкция изображена на фиг. 203. Здесь щиток 3 при-
креплен винтами 5 к направляющей 7 станины продольно-строгального станка.
Втулки 4 прошлифованы по высоте так, чтобы между щитком 3 и внутренней по-
верхностью направляющих 2—2 стола, привернутых к нему винтами 1 — 1, оста-
вался достаточно малый зазор. Эта конструкция
щитка легче изображенной на фиг. 202, но зазор
между щитком и направляющими станины здесь
слишком велик.
В станках, имеющих два супорта, установлен-
ных на общих направляющих, для свободного
прохода щитка через стоящий на пути супорт
в последнем должны быть сделаны проемы по
форме щитка (см. фиг. 201 и 204, изображающую
Проем
Фиг. 204.
верхнюю часть поперечного супорта револьверного станка модели 136). Такие же
проемы должны быть сделаны в корпусе бабки или других деталях станка, распо-
Фиг. 205.
ложенных на пути движения щитка. Если это невозможно или затруднительно, при-
меняют телескопические щитки. На фиг. 205 изображена барабанная головка ре-
вольверного станка такого же типа, как станок модели 1322. Щитки 7 прикреплены
к торцу револьверного супорта, обращенному к передней бабке станка. Они пере-
202
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
щать их от накопившейся внутри грязи. 1 иначе
Фиг. 206.
Фиг. 207.
крыты сверху телескопически сдвигающимися щитками 2, благодаря чему направ-
ляющие остаются закрытыми при всех положениях револьверного супорта на ста-
нине.
Щитки для защиты направляющих лучше всего делать откидными или по край-
ней мере быстросъемными, для того чтобы рабочему было легко и удобно очи-
щиток подобно фетровой щетке
может способствовать истиранию
направляющей вместо того, чтобы
защищать ее от срабатывания.
В некоторых станках напра-
вляющие защищены тонкими сталь-
ными шторами-лентами, которые
при движении салазок или стола
с одной стороны его сматываются,
а с противоположной — наматы-
ваются на ролики. Пример такого
устройства для защиты V-образ-
ной и плоской направляющих
(и ходового винта) координатно-
расточного станка показан на
фиг. 206. Здесь ролики монтиро-
ваны в столе, а концы лент при-
винчены к станине; очевидно,
возможно и обратное решение.
I [ногда вместо стальных приме-
няют ленты из синтетической ре-
зины, нечувствительной к маслу.
Общий недостаток большин-
ства конструкций этого рода —
закатывание стружки или абра-
зива, попадающих на ленту,
внутрь „катушки1', получающейся
при ее наматывании на ролик, в
результате чего стружка и пр.
попадает на внутреннюю поверх-
ность ленты, а с нее — на напра-
вляющие.
Для защиты направляющих
применяют также гармоникообраз-
ные мехи из заменителей кожи
или матерчатые (фиг. 207); рамки
этих мехов делают из дерева или
легкого сплава. Защитные устройства этого типа используются лишь в станках,
работающих абразивным инструментом. Для других станков они непригодны, по-
скольку невозможно предупредить попадание стружки в складки мехов.
Как уже упоминалось, хорошим способом защиты направляющих является та-
кое расположение их, при котором стружка не падает на направляющие или по
крайней мере легко скатывается с них. Однако при мелкой или сыпучей стружке
одного этого недостаточно.
Эксгаустеры, которыми снабжаются для отсасывания абразивной и металличе-
ской пыли многие современные шлифовальные станки, одновременно со своей
основной, важнейшей для нашей социалистической промышленности функцией —
охраной здоровья рабочего — выполняют и другую, защищая от этой пыли напра-
вляющие.
В особенно ответственных случаях, где работа трения на направляющих велика
и имеются основания опасаться чрезмерного нагревания их, устанавливают в на-
Защита и смазка направляющих
203
правляющих или очень близко к ним термоэлементы, которые контролируют их
температуру во время работы станка. Эти устройства включены в систему упра-
вления станком таким образом, что при нагревании направляющих до температуры,
угрожающей заеданием и задирами (свыше примерно 50й), электрическая цепь при-
водного двигателя разрывается, и станок останавливается; одновременно зажигается
сигнальная лампа. Особенно целесообразна такая защита направляющих в кару-
сельных станках и в тяжелых станках всех типов, где угроза перегрева направляю-
щих особенно велика и повреждение их грозит крупными потерями.
Смазка также имеет большое значение для долговечности направляющих, так
как скорость срабатывания их зависит не только от удельного давления, но и от
того, соприкасаются ли металли-
ческие поверхности непосред-
ственно или нет, а это в свою
очередь зависит от высоты не-
ровностей на них и от толщины
масляной пленки. Эта толщина
должна быть такой, чтобы все
неровности были перекрыты плен-
кой; практически для этого до-
статочно (5-:-8) мк.
Направляющие смазываются
либо вручную путем периоди-
ческой поливки их поверхности
непосредственно или через отвер-
стия в столе, каретке, станине
и т. д. (см. например, масленку и
каналы на фиг. 137) из ручной
масленки, посредством шприца
или специального ручного насо-
сика, либо автоматически. Пер-
вый способ, хотя и очень рас-
пространен, не гарантирует,
однако, ни своевременной и до-
статочной смазки, ни эконом-
ного расхода масла. При проек-
Фиг. 208.
тировании новых конструкций целесообразнее поэтому предусматривать автоматиче-
скую смазку (подробнее об этом см. в гл. XV).
Для этой цели в плоских и V-образных направляющих можно применять давне
известное дешевое средство — простые или двойные ролики (катушки), которые
помещаются в масляных колодцах, устроенных в нижних направляющих (фиг. 208).
Число таких колодцев зависит от длины направляющей. Ролики прижимаются
к направляющей стола пружинами, при проходе над ними стола вращаются и в
это время смазывают его направляющие.
Смазочные ролики пригодны лишь для направляющих, расположенных в гори-
зонтальной плоскости; они работают тем лучше, чем больше скорость стола. Ши-
роко распространенные в станках прежних моделей, они встречаются и в некото-
рых новых конструкциях. Основные достоинства подобных устройств—простота,
дешевизна и экономный расход масла, недостатки — непригодность для смазки на-
правляющих призматических и всех вертикальных и наклонных под большим уг-
лом 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
204
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
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 (подробнее см. § 83, 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
г^х/хл
Фиг. 209.
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 уменьшать площадь несущей поверх-
ности) и неглубокие смазочные канавки. Различные формы этих канавок, чаще
всего применяемые в практике станкостроения, изображены на фиг 209. Канавки
круговой и синусоидальной форм (на фиг. 209 внизу) вырезают с помощью при-
способлений, передвигаемых вдоль направляющей. Практически все формы этих
канавок примерно равноценны. На вертикальных направляющих в таких канавках
особой надобности нет, и нередко их поэтому и не делают.
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 равномерно, а величина среднего (условного)
удельного давления не должна превышать некоторых значений, установленных опытом
эксплоатации станков (стр. 216). Удельное давление определяется поверочным
расчетом, в основе которого лежит допущение о линейном законе распределения
удельного давления вдоль направляющей; по ширине каждой грани направляющей
удельное давление считается распределенным равномерно. Указанное допущение
обосновано в тех случаях, когда жесткости направляющей станины или стойки,
с одной стороны, и сопряженной с ней направляющей каретки, стола или т. п.
части станка — с другой, рассматриваемых как балки или толстые плиты, значи-
тельно превышают жесткости соприкасающихся поверхностных слоев этих напра-
вляющих. Для большинства современных конструкций станков такое соотношение
жесткостей действительно имеет место, и поэтому указанное выше основное
допущение вполне приемлемо.
Расчет паправлшощих
205
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 разработан впервые
в СССР докт. 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
Фиг. 210.
образом—применительно к случаю комбинированных направляющих токарного
станка. Методика расчета, последовательность вычислений и способы получения
дополнительных уравнений деформаций могут быть распространены с соответствую-
щими изменениями и на направляющие других форм.
Расчет состоит из следующих этапов:
1) определение суммарных давлений (полных усилий), действующих на каждую
грань направляющих, или, чю то же, определение реакций каждой из 1 раней
направляющих на каретку, стол и т. п.;
2) определение среднего удельного давления на каждой из этих граней;
3) определение наибольшею удельного давления на них;
4) сопоставление полученных величин с известными из опыта наибольшими
допускаемыми значениями удельных давлений.
Давления на грани направляющих станины по фиг. 210 или равные им по
206
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
лов или принимаются
использованию станка.
а если возможно — по
ков наибольший вес
величине три реакции А, В, С, (фиг. 210, «иг) можно найти из условий равно-
весия супорта. На него действуют помимо этих реакций:
а) составляющие Рг, Рх, Pv усилия резания;
б) собственный вес G супорта, рассматриваемый как сила, сосредоточенная
в его центре тяжести;
в) тяговое усилие Q;
г) силы трения /А, /В, /С, действующие на гранях направляющих в сторону,
противоположную движению супорта.
Составляющие Рг, Рх, Р вычисляются по формулам „Учения о резании метал -
по нормативам БТН МСС для режима, отвечающего полному
Вес G супорта и его центр тяжести находятся расчетом,
деревянной модели. У супортов токарно-винторезных стан-
имеет обычно фартук с его механизмами, поэтому центр
тяжести всего супорта расположен близко к передней
направляющей станины. Вес и центр тяжести стола фре-
зерного или продольно-строгального станка находятся
особенно легко благодаря простоте и симметричности
формы этих частей. В тех станках, где вес обрабатывае-
мой заготовки и вес приспособления воспринимаются на-
правляющими, также и эти силы должны учитываться
в расчете, если они не пренебрежимо малы.
Тяговое усилие Q, необходимое для перемещения су-
порта рассматриваемого станка, при приводе ходовым
винтом направлено вдоль оси последнего и не имеет
составляющих, параллельных силам Р и Рг. В случае при-
вода посредством шестерни и рейки, наряду с составляю-
щей Qx, параллельной усилию подачи Рх, имеются еще
составляющие (фиг. 211): Qv-=Qx-tg8 и Qz = Qx • tg(«0-ф-р), где а0 —угол
зацепления, р—угол трения на зубьях (р дй 5-е-7°); 8—угол наклона зубьев.
Для прямозубой рейки 8 — 0, и поэтому Qv = 0. Ниже принято, что 8 = 0.
Так как составляющая Q, давления на реечную шестерню направлена в данном
случае вниз, то она увеличивает общее давление на направляющие. В реечном при-
воде стола строгального станка эта составляющая, напротив, направлена вверх,
следовательно, разгружает направляющие. Легко видеть, что в этом случае вели-
чина ее Q? = Qx • tg(a0 — р).
Оси координат х, у, z на фиг. 210 выбраны соответственно параллельными
составляющим Рх, Ру, Р усилия резания, а начало О координат — в точке пере-
сечения направлений реакций А и В, для того чтобы уравнения равновесия супорта
получились возможно простыми. В таком случае шесть уравнений статики примут'
для рассматриваемой системы сил следующую форму (рейка — прямозубая):
Фиг. 211.
'Vx=f(A + B + C) + Px-Qx = V; (25.1)
У Y = А • sin а — В • sin р 4- Ру =0; (25.2)
2 Z = А cos a 4- В • cos ,3 + С — Р2 — G — Qz — ^‘ (25.3)
^Мх = С-усА- Pv-zP — Рг-ур -G-ya— Qz-yQ = 0; (25.4)
= А-хдсоза-Ь В-хв -cos^ -j- С-хс+ Px-zP — Р,-хР —
— G-xa -j- Qx-zq — Qz-xq + f(A + В 4- C) s — 0;
- = A-XA-sma. —В-хв-sm^—Px-ypA-Pv-XpA-\
+ Qx-yQ-HA+B+Qt=G. |
Здесь s и t—плечи равнодействующих сил трения fA, fB и fC относительно
соответствующей оси координат. Для коэфициента трения f рекомендуется принимать
следующие значения: при больших скоростях скольжения, порядка скоростей реза-
ния (столы продольно-строгальных станков), 0,05н-9,10; при малых скоро-
(25.5)
Расчет направляющих
207
стих, порядка скоростей подачи (каретки токарных, столы фрезерных станков),
/^0,10-0,15 в зависимости от устройства системы смазки.
Из первых четырех уравнений находятся реакции А, В, С и тяговое усилие Qx.
Из уравнения (25.4)
— Р,, • zp + Р, -Vp + G-уп уо
. С=---— • (25.7)
Ус “ Ус
пли, если обозначить для краткости:— Ру-zp -ф- Рг‘УР ф- G-ya = Л1Х , то
C=~x-+Qz^. (25.8)
Ус Ус
Подстановка этого выражения для С в уравнение (25.3) дает
Л-cos а + В- cos 8 = G — ^x-+Q-——3’Q-
1 г vc 3 Ус
или, если обозначить • .
Ус ~ Pq t / Ус? . Л
5- = ( т. е. —— = 1 — Е ,
:-------------------УС---\ УС: )
Л-cos а ф- в. cos 8= Р ф- G — —+ ?-<2г.
1 г Ус
Из уравнений (25.11) и (25.2) легко находятся реакции А и В'.
/ м..\
I Рг+ G — — ) sin р — Pv-cos 3
’ А = Ус' U.O sin^ •
sin (а + $) ' sin .ct3) ’
[ Рг + G — sin а 4- Р,,-cos а
о __ \___________ус/________________, ? п sing
sin (а 4-3 ' Vzsin (а 4- р) '
(25.9)
(25.10)
(25.11)
(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. 210, б),
и работает нижняя грань, соприкасающаяся с планкой. Сила трения fC в обоих
случая^, очевидно, положительна; поэтому, если при расчете окажется С<фО, то
в уравнениях (25.1), (25.5) и (25.6) нужно брать абсолютную величину этой
реакции, т. е. считать в них — С вместо ф- С.
Уравнение (25.1) должно быть написано поэтому в форме
f(A +B±C)+Px-Qx = 0
(25.13)
Подстановка сюда выражений (25.12) для А и В и выражения (25.8) для С дает
о । f ((Р? + G) (sin а 4- sin 8) + Ру (cos а — cos 3)
Q.r — х + J 5щ (а + р) '
__7ДХ sin а + sin 3 ,j; п _ sin а + sin р j /Л4Х , „ У о _
Ус ’ sin(x + р) ’’^г Sin (а + 3) \>с Ус / J
__р . J (Рг 4- G)(sin а + sin Р) + Ру (cos а — COS р)_
_ ~ х I sin (а + Р)
Мх sin а + sin р±sin (а + Р) ] , . ё (sin а 4-sin р) =Р (1 — ё) Sin (а 4-/Г)С1^Ч
Ус' Sin (а + Р) Sin (а + р) .(20.1^
Так как Q2=QX • tg (а0 -f- р), то из предыдущего равенства получается
«/[1 -f +?)] -р,+
I /T(^z + G) (sin x + sin P) 4- Py (cos a — cos P) _ Mx sin a 4- sin p X sin (a 4- p) "I
'L sin (a 4-Ус "
Sin (а + Р)
208
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, сдпорты
отсюда
Р * • sin (а + р) + / (Рг + G) (sin а + sin £) + Р (cos а — cos р) — —
sin (а + р) — / (sin а + sin р) ± (1 — £) • sin (а + р)] tg (а._> + р)
(25.15)
Посредством элементарных преобразований эта формула легко приводится
к виду
Г My
Px cos а 4- f (P- 4- G) cos 7. 4- Pv sin 7.-- (cos
Q L 3-c
cos ср —/[;-cos 7. ±(1 — 5) COS ср] tg (ап + р)
где
’ При наиболее обычном расположении рейки, под передней направляющей станины
(см. фиг. 210, а), расстояние yQ мало сравнительно с ус, т. е. £ = с~ 1; по-
этому, полагая для таких случаев £=1 в двух последних формулах, получим:
Р х sin (a + 3) + f ['(Р. + G) (sin a + sin ^.) + P^ (cos a — cos (!) —
<?л =
(25.17)
И.1 и
L1VI Y
(,PZ + G) cos Z + Ру-sin 7.— (cos 7. -у cos <p) j
Если подача супорта (или стола) производится посредством ходового
гайки, то Q? = 0, т. е. формула для тягового усилия получается из предыдущих,
полагая в них формально tg (a0 + р) = 0:
винта и
(p. + G) (Sin 1 + Sin ₽) + Pv (COS a — COS ?) —
sin (1 + 3)
(25 19)
или соответственно
/7
(Pz + G) cos /. + Ру-sin '!. — — (cos /. cos c)
>c
cos
*(25.20)
К -4- (I j - П
где попрежнему ? = —, л = ——-
Эти формулы для определения тягового усилия в ряде частных
чительно упрощаются. Если, например, с 1 и а-(-[3 = 90о, как это делают чаще
всего, то формула (25.18) принимает вид (cos © = cos 45° ~ 0,71):
Г . То,- 1
0,71 Рг +/ I (Р, + G) cos /. + Р’ • sin Z-— (cos 7. 4- 0,71)
О.. = ___________-___________________________Ур_______________J
случаев зна-
~ 0,71 —/-cos 7.-tg(a„ + р)
При значениях а = 25°, (3 = 65° (направляющие многих токарных станков)
т. е. X =А=Л = 20°, и если С>0:
0,71 P^ 4- f 0,94 (P, + G)+ 0,3APy - (0,94 -
0,71 — 0,94/-tg (a0 4- p)
pv. 4- / 1.33 (Pz 4- G) 4- 0.48P., - 0,33 —L
L yc
1 - l,33/.tg (70 + p)
Расчет направляющих
209
Для призматической направляющей с симметричным профилем по фиг. 134, а
а == £ = 45°, ® = -Ц^- = 45°, 7. = = 0 и
0,71Pv -ф /[рг + G - у- (1 Т 0,71)] Рх + /[1,41 (Рг + О) - (1,41 1)]
= O.71-/-tg(aoTp) = 1 - 1.41/-tg(a0 + ^ •
Если обе направляющие станины—прямоугольного профиля, то в предыдущих
формулах для тягового усилия нужно принимать (фиг. 212) a = 0, (3 = 90°,
и формула (25.17) принимает вид _
> Лг + /[рг+ °+'ру-^: 0То]
~ 1 —/-tg («О + р)
и при С>0
Рх + f(Pz + Ру+ G)
1 — /-tg(«o + р)
После того как величины усилий
А, В и С найдены, легко определяются
средние удельные давления:
__ Л
Рлср~ a-L' Рвср "
' = ТТ ’ рсгр = 7ГГ- (2э-21),
Здесь L—длина направляющих ка-
ретки (фиг. 210,6 и в), а, b и с — зна-
чения рабочей ширины трех граней на-
правляющих (фиг. 210, г и а\.
Для определения максимальных
удельных давлений необходимо найти три
координаты ха, хв, хс точек приложе-
ния равнодействующих А, В, С (фиг. 210,6).
Неиспользованными же остаются лишь еще
два уравнения равновесия супорта —(25.5) и
в форме
(25.6), которые можно написать также
А • ха cos а. -ф В • хв • cos (3 + С хс = Му;
— А-ха 'Sin а -ф В-хв • sin {3 = Мг,
(25.22)
где для краткости введены обозначения:
64^ =—Рх-zp -ф Pz-xp -ф G-xq—Qx-zq -ф Qz-xq—f(A-\-BPC)s-, j ^25 23)
' . Mz = - Px-yp+ Py-xp+ Qx.yQ-f(A + B + C)t. . j ..
Если величины yQ, s и t малы, то содержащими их членами в последних выраже-
ниях можно пренебречь.
Для того чтобы из уравнений (25.22) возможно было найти все три координаты
ха, хв, хс, необходимо каким-либо способом (см. ниже) установить распределение
момента Му между передней (I на фиг. 210) и задней (II) направляющими. Пусть
это распределение установлено, т. е. определены соответствующие моменты М\
и Л4ц = Му—М], Тогда первое из уравнений (25.22) разбивается на два, и полу-
чается система линейных уравнений
А • хА • cos а -ф В • хв • cos [3 = М i;
С-хс ~ Мц.
— A-xa - sin а -ф В-хв - sin 3 = Мг-
14 Ачеркан Н. С, 565
(25.24)
2J0 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, су порты
Отсюда легко находятся координаты
/Ui-sin3 —/Uz-cos 3 . _ Mi-sin а + Mj-cos
Ха ~ Л-sin (а + ₽) ’ Хв В-sin
ЛЁ,-Mi
Хс = ~с~ = —С
(25.25)
При линейном распределении удельного давления вдоль грани направляющей
отношения ~ и определяют форму эпюр давления. Действительно, для наи-
более общего случая — распределения давления по закону трапеции (фиг. 213, а) —
расстояние точки приложения, например, равнодействующей А давлений от
большого основания трапеции:
L L Ра max + ‘2Ра mln
Q X А п ") ~ _ f
й Ра max <“ РА mln - \
откуда
хЛ—Ь Ра^-Ра^р (25.26)
6 Ра max *" Ра mln
„ - L
Отсюда видно, что для распределения по закону трапеции всегда хд < g- ;
, . L
обратно, если хд< —, то эпюра удельного давления имеет форму трапеции.
Для распределения по закону треугольника (фиг. 213, в), т. е. когда рдт,п = О,
формула (25.26) дает
хд=4’ ....... <25-27)
/ L L L \
что получается и непосредственно из эпюры (хл = ------з’==~6/’
Если в результате расчета по формулам (25.25) оказывается, что хд > ~, т. е.
L
6
Ра max РА mln
Ра max + Ра mln
I.
6 ’
откуда формально т|П < 0, то это значит, что направляющие каретки и станины
прилегают лишь на части длины L, как показано на фиг. 213, г: левее точки Е
стык направляющих разгружен. Легко понять, что это возможно только при
сравнительно большом зазоре между планкой и нижней гранью направляющей.
При хА = 0 из фоомулы (25.26) следует: рА max = Ра min, т- е- удельное да-
вление распределяется вдоль направляющей по закону прямоугольника (фиг. 213, б),
т. е. оно постоянно.
„ X
Сказанное относительно связи между отношением — и характером распределе-
ния удельного давления по длине направляющей относится к любой из граней — А,
13 или С.
Полученный результат можно кратко записать следующим образом:
трапеция
эпюра р — прямо-
угольник
х ___ 1
~Т~ ~ ~6 ’
треугольник на
всей длине
треугольник на
части длины
Вычислив средние удельные давления рср по формулам (25.21) и значения
координат х по формулам (25.25) и зная, следовательно, форму диаграммы удель-
ного давления р из величины отношения — , можно определить наибольшие удель-
Расчет направляющих
211
ные давления pmix для
ции (фиг. 213. а) из
и формулы (25.26)
каждой из граней. При распределении р по закону трапе-
Ртах "4“ Ptnln — ^Рср
___ 6л' „
Ртах Pinin — ’ ^Рср
получается
Ртах = Рер
(25.28)
При распределении
фиг. 213, г следует:
р по треугольнику на части длины L из диаграммы
откуда
(25.29)
Для распределения по треугольнику на всей длине L (фиг. 213, в), которое
можно рассматривать как предельный случай обоих предыдущих распределений,
обе формулы (25 28) и (25.29) при подстановке значения ^- = —дают:
Р = 2р .
г шах ~ ср
(25.30)
Если подставить в
(25.21), то для грани А
формулы (25.28) — (25.30)
получится:
значения рср из соотношений
_ А______2L__
Рд max — д.£ ‘ у5£_3х
А , 6Ах
a-L ‘ a-LA
9.А
а (1,5L — Зл')
при X ;
Z.
при X --------
6
(25.31)
Совершенно аналогичные формулы получаются для рвГЛКХ и pc max:
Как было указано выше, для решения поставленной задачи необходимо пред-
варительно установить величины моментов Л4| и Л4ц [см. уравнения (25.24)[. Они
зависят от величины момента Му, стремящегося повернуть супорт относительно
оси Оу (фиг. 210).
212
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины,
супорты
Предположим, что работает либо грань направляющей, либо ее планка, т. е.,
что распределение удельного давления следует одному из законов, изображаемых
диаграммами фиг. 213 (токарные супорты при обычном расположении резца и нор-
мальной регулировке зазоров между планками и нижними гранями направляющих).
Так как требуется определить два момента Ш| и Л4ц, то давления А и В на
наклонные грани передней направляющей (фиг. 210, а и б) заменяются одним
вертикальным давлением, а грани а и b—плоской горизонтальной гранью, чтобы
Фиг. 214.
сделать задачу статически определимой. Ширина d
этой заменяющей грани определяется из того
условия, чтобы жесткость новой — плоской - на-
правляющей была равна жесткости действительной
призматической направляющей. Можно доказать,
что при этом условии наклонной грани шириной а
эквивалентна горизонтальная грань шириной
a-cos1 а; аналогично — для грани Ь. Следовательно,
эквивалентная ширина плоской направляющей,
которая заменяет призматическую по фиг. 210, г
(приведенная ширина), вычисляется из формулы.
d = a - cos2 а ф- b cos'2 3. (25.32)
Если момент Му, настолько мал, что удель-
ные давления распределяются по закону трапе-
ции на обеих направляющих, передней и задней
(фиг. 214, а) или по треугольникам на всей дли-
не L, то моменты Л4| и /Иц = /И,, — ЛЛ пропор-
циональны приведенным ширинам с и d\
м' = Му ' ~Td ; • FTd • <25-33)
Если реакция С направлена вниз (фиг. 210, а,
реакция С'), то вместо ширины с в эти формулы
нужно подставить с'.
В том случае, когда удельное давление рас-
пределяется на направляющих I и II соответственно
фиг. 214, б, т. е. на передней направляющей но
закону трапеции, а на задней — по треугольнику
на части /п ее длины, что является наиболее ве-
роятным для токарных супортов, моменты Alt
и Л4ц определяются следующим образом.
Из схемы распределения давлений по фиг. 214,6
.непосредственно следует:
Mv = Ш1 ф- Л1„= Dt 4+ С (4 — , (25.34)
О \ £ О /
так как момент прямоугольной площади (D — Еф) 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 утлы наклона прямых, ограничивающих сверху эпюры С п D, г. е
f е
У~ = -j—, и так как
то уравнение деформаций может быть написано в виде
_ L d / __ / £ Ad
~С ~ /п ’ с ‘ е ~ J с
(25.35)
Расчет направляющих
213
Исключая D, из уравнений (25.34) и (25.35) и обозначая — = г, получим
му __л 5 I __о
С-L 2с —°’
(25.36)
Так как МС, L,
решено. Вычислив из
d и с известны, то это кубическое уравнение
/п
него z = — и /[f = L-z, легко теперь найти
может быть
/ /. /п \ ( L
Ми = С 1 = С —
L-z
(25.37)
Л, = /Wv — /Иц •
Можно также определить сначала, пользуясь выражением (25.35),
и затем
Лц = ~МУ— Ль
При еще большей величине опрокидывающего момента Л1 эпюры удельных
давлений на обеих направляющих могут принять вид, изображенный на фиг. 214, в.
Предполагая также и здесь достаточную жесткость каретки, следовательно, ра-
венство углов треугольников С и D, можно написать [см. уравнение (25.35)1
D / Z, V d
. (25-3S>
Моменты относительно оси у (фиг. 214, в):
(L /, \ ( L \
M{ = D к.------; Л,, = С -^-------4- . (25.39)
\ Z О / у Z <5 /
Кроме того,
(25.40)
В четырех уравнениях (25.38), (25.39) и (25.40) неизвестными являются вели-
чины Л[ , Лц, Л и Zu, которые могут быть, следовательно, вычислены в зависи-
мости от L, С, D, с и d'. Из уравнения (25.38) следует:
/ц \С d) ’
откуда
С • iu ~ \ С) \d ) ~ '
У -'31
, , / £> А2 / с А2
где для краткости принято обозначение д = (^) ( —I
(25.41)
Далее уравнения (25.39) и (25.40) дают:
-- I \ ( L ^и\
лу= Л!+ Mn = D ------+ С —--------4 =
у Z о/ у Z О }
D + C 1
= —5—£--(£>./, +С-/п).
з /
и
/И, = СЦ 4-
С d L
с ' 6
(25.42)
214
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Исключая отсюда, например, С • /ц с помощью отношения (25.41):
D-\ + С-/„ *4-1
^'6 k ’
т. е. .
D-^+C-ln = '
получим:
-- D С f J-у . fe 4“ 1 Z) * I & г "Т7 I / q К A Q \
My ——^2 ' ~~Dli 3k и —Г"ЕиО L Myr (25-43)
Следовательно, уравнение (25.39) для момента /И, может быть написано в сле-
дующем виде:
м. _ Д-£ / D + С . \ 2*• Му + L (D — k-С) 44ч
УИ|~ 2 *4-Л 2 L му)- 2(* + 1) ’
где k имеет указанное выше значение.
Аналогично:
_ С±______1_[D±C м \ _ 2^-£(Р-*-С)
™и 2 *4-1\ 2 L Му) ~2(*4-1) (25.4Р)
Итак, для определения координат хА, хв, хс необходимо знать моменты М,
и Мц [см. уравнения (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 удельных
давлений ртах возможно лишь путем проб: задавшись предположительно одним
из возможных случаев распределения соответственно фиг. 214, а, б и в, вычисляют
моменты Mi и Мц 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 Mv не может полностью выбрать его. При
больших величинах М может оказаться, что весь зазор между планкой и напра-
вляющей выбран, и давление на направляющей распределяется не по схеме фиг. 214, г,
а по фиг. 215, а, т. е. более или менее значительно нагружены также и планки.
Наибольшие удельные давления pi max и p2max 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 треуголь-
ные эпюры распределения давлений. При обозначениях фиг. 215:
^Z= At—A2 — A=0;
VMy, = А1.4 (4 + е] + А2 • 4 (4 - е) - Му-А • * = 0
и из подобия треугольников распределения
* L . 2е
р, у 4- е 1 4- тг-
r\ max _ z L
Р?max _£___„ , __ 2е
2 L
Так как (фиг. 215, а и б)
(25.46)
(25.47)
(25.48)
Расчет направляющих
215
то уравнения (25.46) принимают вид
т [ Р, • », (> + г') “i (' ~ г)] “ Л'
Й [ Р,(> + ?)’+ Р^-Ъ - г)’] = яг + А-Р
Если в соответствии с отношением (25.47) обозначить
, /, . 2е\ . Л ЧеХ
р = k ( 1 4- и п„ = k | 1 — 7-
* 1 max I L J '2mai I £ J
(25.49)
(25.50)
и подставить эти значения pmax в два предыдущих уравнения, то получится
тН’ + г) “ г)] = Л; (25.51)
Из этого кубического уравнения
можно найти отношение
е
2", следовательно, и е.
Т7 е До , Ми
Если ввести обозначения и = -г , ш — и 6 *-
L ’ аг т A‘L
может быть написано также в форме
то последнее уравнение
(1 + 2а)з + те(1 -2и)8
31(1 +2u)2-m(l-2zz)2] и — ?•
(25.53)
216 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
По известным значениям пг и ф, пользуясь номограммой, построенной для урав-
нения (25.53) (см. нормаль станкостроения, упомянутую на стр. 205) и приве-
денной на фиг. 216, можно быстро найти величину и = . Определение после
этого значений ру гаах и р2 max не представляет трудностей: исключая из уравнений
(25.46) поочередно At и А2, получим
'’= [i (т - ‘!) + + ')] “М.+ Л.е — + <)
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 ртах наибольшего удельного давления:
а) при малых скоростях скольжения, порядка скоростей подачи (токарные, фре-
зерные и аналогичные станки), ртах = 25 — 30 кг см2;
б) при больших скоростях скольжения, порядка скоростей резания (строгаль-
ные, долбежные станки) рП1ак = 8 кг/см2;
в) для направляющих специальных станков, работающих с постоянными тяже-
лыми режимами резания, указанные значения ртах следует уменьшать на ^25°/():
г) для направляющих тяжелых станков pmax 10 кг 'см2 при малых скоростях
скольжения и ртах~4 кг) см2 при больших.
Для направляющих шлифовальных станков упомянутая нормаль значений рП!ах
не дает. В американской практике для этих станков принимают в среднем ртзх =
= 0,7 кг;см2, что хорошо согласуется с результатами поверочных расчетов, .выпол-
ненных в ЭНИМС и указанных в той же нормали (р,пах = 0,5—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 ртах.
Расчет направляющих
217
Сравнительно короткий опыт эксплоатации стальных направляющих не позво-
лил еше установить для них значений f7max. При работе стали по чугуну значения
Ртах, примерно те же, как и для чугуна по чугуну. При работе стальных напра-
вляющих по стальным эти значения могут быть больше на 20—ЗО°/о.
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
3/~ р
Ртах= 91’8 V фГа! (25.56)
где Р—давление на один шарик в кг', d — диаметр шарика в мм;
/1 — 1 — J)., \
К = I —g---1--g—\ммг,кг, . (25.57)
где и Ег — модули упругости первого рода для материалов шарика и направляю-
щей в кг/мм?;
Pi и р3 — значения коэфициента Пуассона для этих материалов.
Если направляющие — стальные, то Е^—Е2 = 21 • 103 кг/жл2; и.» = р.] = 0,3, и
„ 2-0,91
для этого случая Ai = ^рцг? мм,кг'> следовательно;
-£ = 47-Ю3 j/^кг!см\ (25.58а)
Для случая чугунных направляющих, если принять значения Ег и Е%, приве-
денные в табл. 6 (стр. 135) Ех = 21 -103 кг^мм2, Е.,,= 10-103 кг/мм? и p-j = 0,3,
= 0 25, т. е.
/г - °’9' > °-94 _ 3,17-0,91 3,17 . , - 21-10* । 10-10s 21-11Р 2 ' (25.09)
то коэфициенг с в формуле (25.58а) изменится в отношении 2 2
т. е. 3 / р” Pimax = 35. 103 у кгсм2. (25.586)
Сближение центров двух шаров диаметром dl мм и d, ММ в результате мест-
ной деформации под действием усилия Р кг, направленного вдоль линии центров
обоих шаров, определяется формулой
J !---------
w = 0,77 }/ 2Р’./е^+^ мм, (25.60)
где К вычисляется по формуле (25.57). Для контакта шара с
dx = d — диаметр шара в мм и
плоскостью —
'С
0,
= 0,77|/~2№-^ мм. (25.61)
218 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Если направляющие — стальные, то = орурз мм !кг и
3 /~
да, = 0,77 |/
2-4-0,912
212-108
Р2
----- ММ,
а
— г3/Рг 3 Ер?
да, = 1,9-10 у — мм = 1,9 у мк.
(25.62а)
Для случая чугунных направляющих коэфициент в этой формуле изменяется в
2
отношении = 1,36 к
мм/ '__
— з3УгР2 3 Е Рг
w2=2,6-10 / -у- 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 /-/A"-0’8 /A K2 ММ^ (25-63)
где q— нагрузка на единицу длины ролика в кг/мм',
d — диаметр ролика в мм\ величина К мм2 кг определяется зависимо-
стью (25.57).
Если выразить ртах, как обычно, в кг)см2, q— в кг/см, d — в мм и Д'—
I мм2/кг. то
Ртах = 80 yf WK-d = 23,2 ~КЕГ кг!см*- (25.64)
2-0 91
Для стальных направляющих цр мм2кг (см. выше), и последняя фор-
мула принимает вид
Plmax = 2700 -р- кг см2. (25.64а)
3 17
Если направляющие — чугунные, К2 = Ki (см. выше), коэфициент в пра-
i_ 1_
вой части последней формулы изменяется в отношении ~ ~0,79, и
для этого случая
Р2тах = 2100 Vf КгЕм2. (25.646)
Уменьшение диаметра ролика между двумя сжимающими его плоскостями можно
вычислить с помощью соотношения
Дй = 0,47 + In мм, (25.65)
в котором, как и выше, q — в кг[см, Е—в кг/мм2, d—в мм, а с — ширина
прямоугольной площадки касания ролика с плоскостью направляющей — опреде-
ляется из формулы
с = 0.51 Ук-q-d мм, (25.66)
где К в мм2!кг имеет значение, указываемое выражением (25.57).
Подстановка в уравнение (25.65) значений у. = 0,3, Е — 21 • 108 кг)мм2,
= 1п 1,396 и с из последней формулы дает после простых преобразований для
О
эеличины уменьшения диаметра ролика выражение:
Д<7 = 2,76-10-6.7..Jn^- • у)- (25.67)
Стойки, столы, поперечины, супорты
219
2-091
Для стальных направляющих КА = 21 '1Q3 ям2/кг (см. выше), и
А / A. d \
Arf - 2,76-10 .tf.In 35-10 — мм
\ Я /
о / A. d \
= 2,76 • 10~3-<7-1н^35-104 — )лк; (25.67а)
для чугунных направляющих К = К2= 1,585 Кг (см. выше), и
Д<7 = 2,76-10 6-(/-In ^22 - Ю4 у) мм =
Л, z . .
О / A d \
= 2,76-10 -g’-ln 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.
§ 26. СТОЙКИ, СТОЛЫ, ПОПЕРЕЧИНЫ, СУПОРТЫ СТАНКОВ.
ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ ПО ПРОЕКТИРОВАНИЮ ИХ
Стойки, столы, супорты, поперечины (траверсы), а также такие детали, как
колонны радиально-сверлильных и ротационных станков, консоли фрезерных и т. п.,
отличаются чрезвычайным разнообразием форм, которые зависят от того, с какими
частями станка эти детали неподвижно или подвижно связаны, от расположения их
в станке, величины и направления действующих усилий и многих других факторов.
При всем' разнообразии перечисленных деталей станков в отношении их назна-
чения, а отсюда — и разнообразии конструкций, можно выделить некоторые общие
и характерные для них черты.
Основные требования, предъявляемые к названным частям станков (называемым
иногда корпусными), заключаются в их жесткости и виброустойчивости. В неко-
торых случаях эти требования чрезвычайно' высоки, например для столов резьбо-
шлифовальных и координатно-расточных станков, стоек плоскошлифовальных
и т. п., так как от этих качеств станка зависит точность его работы. Важное зна-
чение имеют также: точность поверхностей, которые являются базовыми для при-
способлений, 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; возможная
простота изготовления и возможно малый расход металла.
В качестве материалов для изготовления названных деталей станков исполь-
зуются все те же металлы, которые применяют в современном станкостроении для
станин (см. § 18). Так же, как последние, более или менее крупные корпусные
детали станков делают не только литыми, но и сварными. Для примера на фиг. 217
показан сварной консольный стол вместе с корытом. К сварным конструкциям та-
ких деталей относится 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. 218 — стол одного из продольно-строгальных станков завода им. Сверд-
лова, фиг. 219 — ползун поперечно-строгального станка) или косынок, укосин и
тому подобных креплений — в сварных. Для современных станков типичны, глубо-
220 Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
Фиг. 217.
Фиг. 218.
Стойки, столы, поперечины, супорты
221
Фиг. 220.
222
Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины, супорты
кие мощные сечения стоек, поперечин и подобных им деталей при сравнительно
малой толщине их стенок. Целесообразное распределение металла находится на
основании диаграмм действующих усилий.
Большое значение для жесткости конструкции таких деталей, как столы или
супорты, имеет количество стыков (пар сопряженных поверхностей) и расположе-
ние 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 установленного предела (см., например, фиг. 220—супорт
токарно-винторезного станка и фиг. 221 — супорт токарно-затыловочного станка).
В подобных случаях нужно по крайней мере развить поверхности соприкасания в
направлении, приблизительно перпендикулярном направлению действующего уси-
лия, чтобы уменьшить удельные давления и предусмотреть возможность прочного
Фиг. 221.
и надежного зажима тех частей, которые должны оставаться неподвижными во
время работы. Такие зажимные устройства применяются, например, для закрепле-
нья наружной колонны и рукава (поперечины) радиально-сверлильных станков,
поперечин карусельных, продольно-строгальных, продольно-фрезерных и других
станков, консоли фрезерных станков. Они снабжаются управлением ручным или
от отдельного электродвигателя и устройством, контролирующим надежность за-
жима и выключающим привод в случае ослабления его. Состояние зажима сигна-
лизируется очень часто цветными электролампами.
Если корпусная деталь перемещается 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 ко-
лонны; использование спиральных (часового типа) пружин для уравновешивания
возможно лишь при не очень большом весе деталей.
На направляющих столов, поперечин, стоек и прочих деталей этого рода де-
лают обычно смазочные канавки примерно такого же вида, как на направляющих
станины (см. фиг. 209). Горизонтальные рабочие плоскости корпусных деталей
окружают корытом для стока смазочно-охлаждающей жидкости.
Стойки, столы, поперечины, супорты
223
Рабочие поверхности столов снабжаются системой параллельных или иногда
взаимно перпендикулярных точно обработанных пазов Т-образного профиля для
установки и крепления различного рода приспособлений. Размеры этих пазов и
стальных каленых сухарей к ним стандартизованы (ГОСТ 1574-42 и 1588-42).
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
1. Энциклопедический справочник .Машиностроение", т. 1, кн. 2-я, стр. 342—350, Машгиз,
1947, и т. 9, Машгиз, 1949.
2. Вотинов К. В., Жесткость станков, Ленинград 1940.
3. П у ш В. Э., Прямолинейные направляющие качения, „Станки и инструмент" № 3,
1948.
4. Решетов Д. Н., Расчет деталей станков, гл. II. Машгиз 1945.
5. Соколовский А. П., Жесткость и технология машиностроения, гл. II—IV. Машгиз,
1946.
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 ме-
ханизированным 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 сле-
дующим обстоятельством. При передаче вращения шпинделю зубчатыми колесами
и окружной скорости их выше примерно 10—12 м'сек колеса, особенно с пря-
мыми зубьями, работают неспокойно вследствие неизбежных неточностей изгото-
вления колес и сборки передач. В результате этого нередко возникают такие
колебания валов коробки скоростей и шпинделя, которые неблагоприятно отра-
жаются 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 алмазными резцами или твердосплавными
инструментами, для обработки легких сплавов, пластмасс 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 конструи-
руют таким образом, что ряд более низких чисел оборотов шпинделя, используе-
мых при черновой или предварительной обработке, получается посредством
зубчатой передачи на шпиндель. Эта передача, как правило, понижающая, что
позволяет располагать на шпинделе достаточно большим крутящим моментом, не-
обходимым 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 пе-
редачей, соответственно меньшему сечению стружки при чистовой обработке.
Таким образом наряду с кинематической цепью „электродвигатель (или контр-
привод) — ремень — коробка скоростей — шпиндель" 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. Указанный недостаток ременной
передачи обращается в ее преимущество перед передачами других типов в тех
Области применения ременных передач в станках
225
случаях, когда имеются основания ожидать внезапных перегрузок передачи: при
чрезмерном возрастании передаваемого усилия ремень начинает буксовать, предо-
храняя этим станок от аварии. Таким образом ремень играет в соответствующей
кинематической цепи роль предохранительного звена, заменяя в этом отношении
предохранительную муфту, срезной штифт или другую деталь, которая иначе
была бы необходима (см. § 81, В).
В станках находят применение передачи плоскими и клиновыми ремнями,
причем в новых конструкциях заметна тенденция в сторону всё более широкого
применения ремней последнего типа. Круглые ремни (диаметром от 4 до 10 мм)
имеют в станках очень ограниченное применение и лишь там, где передаваемое
окружное усилие мало, например в приводах некоторых механизированных при-
способлений, в настольных (верстачных) станках, мелких автоматах, иногда в при-
воде смазочных насосов.
Наряду с передачами одношкивными, посредством пары одноступенчатых
шкивов, в станках используются и ступенчатошкивные передачи, которые позво-
ляют изменять число оборотов ведомого шкива и связанного с ним вала или
шпинделя посредством перевода ремня (или ремней) с одной пары ступеней на
другую.
Предельные значения передаточных отношений, осуществимых посредством
ременной 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 — . ., — С и С 2,5 . . . 3;
для клиноременной передачи < и < 3,5 . . . 5. Натяжное устройство, уве-
личивающее углы обхвата, позволяет довести передаточное отношение и при плоском
J 1 „
ремне до ^леДУет п0 возможности избегать указанных здесь крайних
значений и.
Скорость ремней в главном приводе станков доходит до 30 м/сек, но чаще
всего лежит в пределах 6—20 м сек. Допустимость скорости ремня, намеченной
при проектировании привода, должна быть проверена расчетом.
§ 28. ОДНОШКИВНЫЙ И СТУПЕНЧАТОШКИВНЫЙ РЕМЕННЫЙ ПРИВОД
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРОВ СТУПЕНЕЙ ШКИВОВ, ПЕРЕДАТОЧНЫХ ОТНОШЕНИЙ
И ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ КОЛЕС ПЕРЕБОРОВ
А. Достоинства и недостатки приводов обоих типов.
Области применения их
Для получения ступенчатого ряда чисел оборотов шпинделя или двойных ходов
стола, ползуна и т. п. в большинстве современных станков используются меха-
низмы с постоянными и сменными зубчатыми передачами — коробки скоростей,
причем первый ведущий вал такого механизма приводится от электродвигателя
либо непосредственно (соединительная муфта), либо через зубчатую, цепную или
ременную передачу. В последнем случае шкив станка ординарный и вращается
с постоянным числом оборотов в минуту, если двигатель односкоростной; при
приводе от многоскоростного двигателя также и шкив станка имеет несколько
ступеней скорости.
Ограниченное применение ступенчатошкивного привода в современных металло-
режущих станках обусловлено следующими причинами:
а) Необходимость перевода ремня с одной пары ступеней на другую для пе-
реключения скоростей делает обслуживание станка менее удобным, чем при одно-
шкивном приводе, а для неопытного рабочего — и небезопасным при отсутствии
надлежащих предохранительных устройств. Затрата времени на перевод ремня
больше, чем на переключения зубчатых передач коробки скоростей.
15 Ачеркан Н. С. 565
226
Ременные передачи в станках
Вследствие частого перевода ремня при помощи вилки его кромки портятся,
и почти все ремни приходят в негодность скорее, чем при работе на одиночном шкиве.
б) Наибольшая мощность, которая может быть передана шпинделю, не по-
стоянна и наибольшие крутящие моменты на шпинделе зависят не только от его
числа оборотов (см. стр. 235).
в) Ширина плоского ремня конструктивно ограничена требованием, чтобы
ступенчатый шкив не был слишком длинным и громоздким; следовательно, и
наибольшее усилие Ртах, передаваемое ремнем, и мощность 2Vmax ограничены
больше, чем при одношкивном приводе.
г) При приводе клиновыми ремнями перевод их из одной пары желобков шки-
вов в другую требует еще большей затраты времени, чем перевод плоского ремня,
особенно если мощность передается несколькими клиновыми ремнями. Поэтому
ступепчатошкивный привод клиновыми ремнями применяется только в тех случаях,
когда передаваемое окружное усилие позволяет обойтись одним или двумя ремнями.
В последнее время появилась конструкция ступенчатого клиноременного привода,
облегчающая перевод ремней благодаря тому, что соседние желобки шкивов со-
единены наклонными прорезями. Однако распространения эта конструкция пока не
получила, отчасти потому, что может быть использована лишь при передачах одним
или двумя ремнями.
Преимуществом ступенчатошкивного привода перед одношкивным, который,
как правило, требует коробки скоростей или редуктора, является крайняя про-
стота конструкции, а отсюда низкая (сравнительно с коробками скоростей) стои-
мость; поэтому, несмотря на указанные эксплоатационные недостатки, ступенчатые
шкивы все еще находят применение и в новых моделях станков, иногда в комби-
нации с многоскоростным электродвигателем. Так, например, в одном револьвер-
ном станке 16 ступеней скорости шпинделя получаются переключениями четырех-
скоростного двигателя и зубчатого перебора и переводом ремня на двухступен-
чатых шкивах. Привод такого типа используется обычно при мощности двигателя
не свыше примерно 1 кет. Шкив станка часто скрыт при этом в корпусе шпин-
дельной бабки, благодаря чему станок внешне почти не отличается от станков
с коробкой скоростей.
Указанные особенности ременных приводов обоих типов определяют области
применения их в станках:
а) Одношкивный привод плоским ре мнем — в станках малой и сред-
ней мощности при таком числе ступеней скорости, которое трудно осуществить
посредством ступенчатошкивного привода (примерно свыше 12).
б) Одношкивный привод клиновыми ремнями — в тех же слу-
чаях, а также в станках большой мощности, где потребовался бы плоский ремень
чрезмерно большой ширины. Соответственным выбором профиля клиновых ремней
и их числа можно обеспечить передачу мощности в 100 л. с. и выше без того,
чтобы конструкция привода получалась слишком громоздкой. Клиновые ремни
заслуживают предпочтения перед плоскими в тех случаях, когда необходимо вы-
держать малое расстояние между осями шкивов при малом передаточном отноше-
нии : Пведущ)'
в) Ступенчатошкивный привод плоским ремнем — в станках
мощностью привода до примерно 5—6 л. с. и числе ступеней скорости не свыше 12
(пара четырехступенчатых шкивов и двойной зубчатый перебор).
г) Ступенчато шкивный привод клиновыми ремнями. Если для
передачи требуемой мощности достаточен один ремень, то при одной паре шкивов
легко получить до 8—10 ступеней скорости вала или шпинделя. Путем применения
промежуточного желобчатого шкива, смены обоих шкивов и другими способами
это число можно довести до нескольких десятков. Приспособляемость клиноремен-
ной ступенчатошкивной передачи в этом отношении особенно часто используется
в станках с очень большйм числом ступеней скорости шпинделя, например в верти-
кально-фрезерных станках для обработки штампов, прессформ и моделей, в малых
токарных автоматах и т. п.
Определение размеров ступенчатошкивной передачи
227
Менее удобен привод рассматриваемого типа при двух и более клиновых
ремнях.
Указанные здесь границы областей применения одношкивного и ступенчато-
шкивного приводов не являются совершенно строгими. Так например, применяя
пятиступенчатые шкивы с двойным перебором и двухскоростной контрпривод,
можно получить 5-(2-j-1). 2=30 скоростей шпинделя. Возможность и целесообраз-
ность намечаемого варианта могут быть установлены в каждом отдельном случае
расчетом и сопоставлением с другими возможными вариантами.
Б. Определение основных размеров элементов ступенчатошкивной передачи
1. С т у п е н ч ат о ш к и в н а я передача без зубчатых переборов.
На фиг. 222 изображена схема простейшей ступенчатошкивной передачи. При
постоянной скорости вала 1 контрпривода число
ступеней скорости ведомого вала или шпинделя II
равно, очевидно, числу ступеней каждого из сопря-
женных шкивов. Диаметры Dj и dj ступеней ве-
дущего и ведомого шкивов связаны соотноше-
ниями
где kCK — коэфициент, учитывающий скольжение ремня. При передаче клиновыми
ремнями Dj и dj — расчетные диаметры шкивов1. Обозначая n'Q-kCK=nQ, можно,
следовательно, написать
где j = 1 н- z.
Перевод ремня удобнее производить, если ремень открытый (фиг. 223); так
именно и надевается ремень на шкивы в подавляющем большинстве ступенчато-
шкивных передач станков. При обозначениях фиг. 223 длина открытого ремня
на паре ступеней Dj, dp.
L-j = j Dj 4- --Py^d}-f-24.cos^=
^^-(DJ^dj)^^DJ^dj)^4A • cosfy, (28.3)
1 Определение этого термина — см. в ГОСТ 1284-45.
228
Ременные передачи в станках
где j = 1 -г- z и угол !5;- определяется из соотношения
sin Зу =
2А
(28.4)
При отсутствии натяжного устройства ремень будет натянут на всех парах
ступеней шкивов одинаково сильно при условии = const — L. Легко доказать,
что если расстояние между осями шкивов удовлетворяет условию
А >(8 . . . 10)(£>л--dz) или Д>(8 . . . 10)(<71 — DJ, (28.5)
то с вполне достаточной для практики точностью можно написать вместо урав-
нения (28.3)
А; = ^-(Г>у+^)+2А (28.6)
Следовательно, если подобрать диаметры ступеней шкивов таким образом,
чтобы было Dj4-dj = const, то и Lj~ const, и надобности в натяжном устройстве
не будет. Этим и пользуются при расчете величин Dj, dp если контрпривод —
потолочный, настенный или наколонный, так как в этих случаях условие (28. 5).
как правило, выполняется. Диаметры ступеней определяются при этом из уравнений
D; + dj 2D„,
(28.7)
где 2/Д = const.
Отсюда
(28.8)
Для частного значения w, = 1 последние формулы даю г
О/== (28.9)
т. е. О0 — диаметр каждой из двух одинаковых ступеней шкивов (ступеней, пере-
даточное отношение которых равно единице).
Соотношения (28.8) формально совпадают с формулами (16.6) для определе-
ния чисел зубьев сопряженных колес механизмов типа коробок скоростей и т. п.
(см. стр. 111).
Для вычисления значений D;, dj ул инее всего, исходя из диаметра вала соот-
ветс।вуюагего шкива, выбрать диаметр наименьшей ступени последнего, опреде-
лить отсюда 2О0 с помощью формул (28.8):
</. = 2D,-—-— или О, = 2D,,-.—--— ,
1 -Г U; 1 1 + Щ
т. е.
2D„ = (1 + tiAd- или 2D„ = 1-^-D}, (28.10;
wi
и затем, пользуясь теми же соотношениями, найти диаметры всех остальных сту-
пеней.
Если ряд чисел ttj об.мин — геометрический со знаменателем у. следовательно,
при = const передаточные отношения tij образуют геометрическую прогрессию
с тем же знаменателем, то, подставляя и-в формулы (28.8), получим
Dj=2D0-“,-^-'-r- еу О/; ' , где j = 1,2, ...д (28.11)
J 1 • Д 1 ТО '' ' ,
Определение размеров ступенчатошкивной передачи
229
Анализ этих формул показывает, что если передаточные отношения и,- пары
ступенчатых шкивов образуют геометрическую прогрессию, причем
1 9
(28.12)
то диаметры ступеней каждого шкива образуют арифметическую прогрессию.
Этим свойством удобно пользоваться для вычисления указанных диаметров или
для контроля результатов, полученных с помощью формул (28.8).
При проектировании ступенчатошкивного привода часто ставится условие,
чтобы оба шкива были одинаковыми для возможности отливки их по одной мо-
дели и увеличения вместе с тем серийности этих деталей. В таком случае (см.
фиг. 222) —- d2, D2 = Dz = dlt и каждому передаточному отношению
Di йгд-!—j Dz+1 — i d; 1
u, =.—p——отвечает передаточное отношение uz . i_,- =----------- = J-- = _
1 dJ dj 1 dz+i-j D, и,
т. e. в графике чисел оборотов все лучи расположены симметрично, как изобра-
жено для примера на фиг. 224 для передач трех-, пяти-и восьмиступенчатыми
(малые автоматы) шкивами.
Отсюда непосредственно следует, что при геометрическом ряде чисел n.j об/мин
ведомого вала II оба ступенчатых шкива одинаковы, если число н0 об/мин вала /
контрпривода выбрано с таким расчетом, что (см. фиг. 224)
1g «о = 4" (lg + lg Пг^= 4“ <lg п'1 + lg Пг~^ = 4" + lg = • • • •
т. е.
по = у П, = Уп2 Пг-1 = Уп3 Лг_2 = . . . = ZZj-cp 2 , (28.13)
где z — число ступеней каждого шкива. Таким образом, для того чтобы оба сту-
пенчатых шкива были одинаковы, число п0 об/мин контрпривода должно быть
средним геометрическим крайних чисел пг и иг об/мин ведомого ступенчатого
шкива. При нечетном числе ступеней п0 совпадает с пг+1 (фиг. 224).
Из последней формулы (или из графиков чисел оборотов, фиг. 224) видно,
что в рассматриваемом частном случае = —У, и общие формулы (28.11) при-
нимают после подстановки в них этого значения их вид:
Д/ = 2В0 у
? 2 +?7-1
Z 1
(о 2
= 2£>о —
? 2 + у7-1
j = 1,2,..., Z.
(28.14)
Отсюда же следует: . .
У-i Dj
. = = или “/ = ^ = tp
“ со 2
(28.15)
Последние формулы позволяют быстро найти диаметры всех ступеней.
2. Ступенчатошкивная передача с зубчатыми переборами.
Число ступеней скорости ведомого вала (шпинделя) и диапазон регулирования их
можно значительно увеличить, добавляя к паре ступенчатых шкивов зубчатые пе-
реборы. Как показано схематически на фиг. 225, ведомый шкив в этом случае
сидит на шпинделе III вхолостую и может быть связан с ним (например муфтой,
которая посажена на шпиндель на направляющей шпонке) либо непосредственно
230
Ременные передачи в станках
(муфта переведена влево), либо через посредство двух зубчатых передач ‘ "
(муфта переведена вправо). В последнем случае вращение передается шпинделю от
шкива с1г — dr через шестерню zy, постоянно скрепленную с этим шкивов, ко-
леса z„ и z3, заклиненные на переборном валике или на общей втулке, и зубчатое
колесо z4, связываемое со шпинделем
муфтой. Необходимо иметь в виду
следующее:
а) Передаточное отношение i —
~ Л. . Л перебора всегда меньше еди-
г2
ницы, т. е. перебор используется всегда
для получения ряда низких чисел обо-
ротов шпинделя. Высокие скорости
Фиг. 224.
последнего получаются при сцеплении шкива непосредственно со шпинделем при
выключенном переборе.
«г*! z
б) Благодаря тому что передача — •—---------------понижающая, ведомый шкив может
z2 z-i
вращаться всегда с относительно высокой скоростью, и ремень лучше тянет; поэтому
привод рассматриваемого типа предпочтительнее изображенного схематически на
фиг. 222 в тех случаях, когда ряд ступеней скорости
шпинделя содержит и низкие числа оборотов.
в) Чаще всего применяются ступенчатошкнвные пе-
редачи с одним или двумя переборами. Три зубчатых
перебора встречаются крайне редко и поэтому ниже не
рассматриваются; дальнейшие выводы могут быть легко
обобщены на любое число переборов, если бы это по-
надобилось.
г) Схема по фиг. 225 — принципиальная. Связь шпин-
деля со шкивом </j— dx непосредственная или через
перебор может быть конструктивно оформлена раз-
личным образом: с помощью переборного вала 11 с эксцентричными шейками и
сцепного пальца, который сидит в отверстии зубчатого колеса с4, заклиненного
на шпинделе, и может быть заведен в соответствующее гнездо в ступени шкива;
посредством сцепления колеса д4, которое связано со шпинделем направляющей
шпонкой, с зубчатым венцом, нарезанным внутри ступени dl шкива; посредством
СЦеПНОЙ муфты И Т. Д.
Величины основных параметров ступенчатошкивной передачи с зубчатыми пе-
реборами определяются проще всего С помощью структурных графиков, которые
строятся так же, как для механизмов со ступенями возврата (см. § 15Д). Для
привода по схеме фнг. 225 структурная сетка изображена на фиг. 22G.
Определение размеров ступенчатошкивной передачи
231
Из графиков непосредственно находятся передаточные отношения зубчатых
переборов; для схемы по фиг. 225 i = -
Это построение легко обобщается на передачу парой шкивов с х ступенями
на каждом и несколькими переборами; в этом случае передаточные отношения пе-
реборов
zi = ~V> Z2 = -SF> = и т- Д- ' (28.16);
ср (5
Распределение каждого передаточного отношения ij перебора между его двумя
парами зубчатых колес произвольно и ограничивается лишь конструктивными
условиями (15.11) и (15.12). Числа зубьев колес переборов определяются по спо-
собу, изложенному в § 16. Из тех же структурных сеток видно, что диаметры
ступеней шкивов определяются совершенно так же, как для ступенчатошкивной
передачи без переборов; разница лишь в том, что исходными данными для расчета
служат числа оборотов шпинделя или передаточные отношения при выключенных
переборах.
В станках, в которых зубчатый перебор должен быть использован как звено
увеличения шага при нарезании крутых резьб, нужно чтобы L — , где f. — це-
' Cj J
лое число, желательно — кратное числу 4. В таких случаях (токарно-винторезные,
токарно-затыловочные, резьбофрезерные станки) должно быть, следовательно,
= (28.17)
а при наличии и второго перебора
<2818>
Так как
1,12 = 1/2; ?= 1,26=3i/2; ср = 1,41 =/2’; <р = 1,58 =’^2,
то отвечающие этим четырем стандартным величинам знаменателя ср значения числа х
ступеней шкивов составляют соответственно
для <р = 1,12 1,26 1,41 1,58
х = 6 3 или 6 2 или 4 3
Таким образом в рассматриваемом случае возможны следующие числа ступеней
шкивов:
при ср == 1,12 — шесть ступеней с переборами * ' 1 '
. _ 1 _ г1 — 1,126 — 1 2 ’ г2 = г? = 1 4- ’ '
при ср = 1,26 — три ступени с переборами
1 1 .2 1 : - и 7
h 1,263 - 2 ’ z2 = 6 = 4 . .
или шесть ступеней с переборами
1 1 .2 1
г1 “ 1,266 4 ’ z2 = Z1 = 16 ’ _
при ср = 1,41 —две ступени с переборами
1 1 .2 1
Z1 — 1,412 ' ~ 2 ’ Z2 = Z1 = 4
или четыре ступени с переборами ♦ -Л
1 1 .2 1
1 — 1,414 — 4 ’ Z2 — l1 — 16 ’
232
Ременные передачи в станках
при ср = 1,58 — три ступени с переборами • г -
• . 1 1 . _ -2_ 1
11 “ 1.583 ~ 4 ’ г2 — г1 — 16 .
Для плоскоременной передачи конструкции с шестиступенчатым шкивами по-
лучаются громоздкими, если только передаваемое усилие не настолько мало, что
можно ограничиться очень узким ремнем.
В существующих моделях станков упомянутых типов чаще всего используются
л .11
в качестве звеньев увеличения шага переборы с z = и -jg- •
3. Ступенчатошкивная передача с малым расстоянием между
осями шкивов. Иногда контрпривод располагается на самом станке, например
позади шпиндельной бабки или под ней в ножке станины. В малых автоматах
встречаются передачи посредством ступенчатых шкивов (одним клиновым или даже
круглым ремнем), которые по необходимости расположены близко друг к другу.
Если бы в подобных случаях сделать Dj + dj = 2£>0 = const, то длина ремня
Lj const [см. уравнения (28.3) и (28.4)], и натяжения его на различных парах
ступеней шкивов были бы неодинаковы; между тем слишком слабое натяжение ремня
невыгодно в отношении передачи мощности, слишком сильное — в отношении долго-
вечности ремня. Чтобы натяжение ремня (или ремней) было постоянным на всех
ступенях также и при малом расстоянии между осями шкивов при отсутствии на-
тяжного ролика необходимо:
а) либо предусмотреть возможность регулирования положения вала контрпри-
вода относительно вала ведомого шкива (контрпривод на кронштейнах, качаю-
щихся или перемещающихся на салазках), притом регулирования автоматического,
благодаря чему натяжение ремня будет саморегулироваться;
б) либо, в случае если вал ведущего шкива сделать подвижным нельзя или
трудно, рассчитать диаметры шкивов таким образом, чтобы Lj = const == L.
Первый способ заслуживает предпочтения, так как он обеспечивает автома-
тическую компенсацию неизбежной постепенной вытяжки ремня. Если, однако,
такое конструктивное решение должно быть отвергнуто, то диаметры Dj, dj сту-
пеней обоих шкивов определяются следующим образом.
Так как в рассматриваемом случае Dj -j- dj =Н= const, то обозначим
Dy4-rfy=2D0(l-еу), (28.19)
где — 2О0 • —индивидуальная для каждой пары ступеней поправка: 2D0-e =
= 2Z)0 — (£>у-j-dy). В том частном случае, когда tij — —, т. е. Dj — d-, из фор-
мулы (28.4) следует, что = 0, и формула (28.3) принимает вид
J _
L = ~Dn 4- 2А, т. е. Do =--------. (28.20)
Таким образом можно задаться либо длиной L ремня и затем прежде всего
вычислить Т>0, либо сразу же выбрать О(| — диаметр реальной или воображаемой
пары ступеней, отвечающей передаточному отношению Uj = •
Так как требуемые передаточные отношения «у = сР/ известны, то уравне-
ние (28.19) можно написать в форме
(Uj+ l)dj = 2D0(l -Sy), (28.21)
откуда
1—е,- «.(1-е,-)
rf' = 2D"Upn; Oy^zzy.^.= 2O0 -^ . (28.22)
А к- 4
При обозначении ~= = с, т. е. А = с • DQ, уравнения (28 • 3) и (28.20)
Z-zQ * 41
Замечания по расчету ременных передач станков
233
дают
г ui — 1
тгО0 + 2cD0 = 2О0(1 - гу) + 2D. ^-(1 - еу) + 2cD0.cos
или после сокращений
/ U; — 1 \
х + 2с(1 - cosp?.)= (I - еДк + 2^
откуда
- + 2с (1 — cos ф-)
1 —
„„ ui — 1
+ 2?у_2_
J 11. —I
(28.23)
Кроме того,
sin ру =
IDy-rfyl
и,- — 1 1
(28.24)
Пользуясь двумя последними уравнениями, в которых величины Uj и с известны,
можно найти все значения (1-—еу-) путем последовательных приближений по схеме:
из 2-го уравнения, принимая в нем = 0; при найденной величине —значе-
ние (1—е ) из 1-го уравнения; при этом значении (1—е;) — величину из
2-го уравнения; при этом значении — новое значение (1—с,) из 1-го уравнения.
Дальнейшего уточнения (1—р-) практически не требуется.
§ 29. ЗАМЕЧАНИЯ ПО РАСЧЕТУ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ СТАНКОВ
Расчет 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 рем-
ней в действительных условиях эксплоатации станков, то практически этот расчет
производят с помощью формул, известных из курса „Детали машин". Удобно
пользоваться типовыми расчетами, рекомендуемыми ОСТ 10082-39 для передач
плоскими ремнями и ГОСТ 1284-45 для клиноременных передач.
Для предварительного определения необходимой ширины b ремня можно
пользоваться формулой
, Р 75-N
Ь —— = ------- мм, (29.1)
Р P'Vp v '
где Р — усилие, передаваемое ремнем, в кг\
N—передаваемая мощность в л. с.;
vp— скорость ремня в м/сек-,
р — усилие, передаваемое I мм ширины ремня, в кг (удельная линейная на-
грузка ремня в кг/мм), причем р ^с I кг/мм.
Для одношкивного привода эта формула дает достаточно хорошие результаты,
если скорость ремня не превышает Ю—12 м/сек.
Для ступенчатошкивных передач удельную нагрузку р принимают в среднем
выше, чем для одношкивных передач (до 1,5—1,6 кг мм), с целью уменьшения
общей ширины шкива. Необходимая ширина ремня определяется в этом случае по
формуле
Ь ~ 0,5 (Р+ 45) мм, (29.2)
где Р имеет указанное выше значение.
В приводе некоторых станков для чистовых и отделочных работ находят при-
менение передачи шелковыми ткаными ремнями. Опыт эксплоатации таких передач
пока еще невелик, результаты опытов малочисленны, поэтому в настоящее время
для расчета передач шелковыми ремнями можно пользоваться лишь эмпирическими
формулами:
234
Ременные передачи в станках
при толщине ремня 8 от 2 до 3 мм
W=0,05.^(0,01d + 9) л. с.;
при толщине ремня 8 свыше 3 до 4 мм
N = 0,07.up(0,01d+ 9) л. с. (29.3)
Здесь d — диаметр меньшего шкива в мм.
Эти формулы действительны для значений d— 100 ч- 500 мм и скоростей
ремня и =Зч-40 м/сек.
При проверочном расчете круглых кожаных ремней, если он требуется, сле-
дует принимать допускаемое в материале растягивающее напряжение —
= 0,40ч-0,45 кг/мм2.
§ 30. МОЩНОСТИ И КРУТЯЩИЕ МОМЕНТЫ НА ШПИНДЕЛЕ ПРИ ОДНОШКИВНОМ
И ПРИ СТУПЕНЧАТОШКИВНОМ ПРИВОДЕ
С точностью, достаточной для рассматриваемого вопроса, можно принять, что
наибольшее усилие Pmax, передаваемое ремнем, постоянно, считая Pmax = Pmax-b кг,
где b — ширина ремня в мм, а ртах — наибольшая допускаемая нагрузка ремня в кг
на 1 мм его ширины.
При ступенчатошкивном приводе наибольшая мощность на шпинделе,
когда ремень находится на паре ступеней Djt dj (фиг. 222 и 225), определяется
формулой
Р » Ч) . 1 - Z.
AZ. = -m^ л. с., (30.1)
где vpj—скорость ремня в м сек;
т] — к. п. д. передачи от ведущего шкива Dj к шпинделю.
При обозначениях, принятых на указанных схемах привода,
лО,--пп
^•=-60Л0б0-Л^: • <30-2)
следовательно, если п'о = const, то
Nj = const-Dj, (30.3)
т. е.
M:7V2:N3:... = D, : D2-. Ds ;... (30.4)
При включении одного из переборов все эти формулы сохраняют силу, как
следует из самого вывода, только к. п. д. несколько ниже при включенном пере-
боре за счет потерь энергии в его зубчатых передачах.
При одношкивном приводе скорость ремня
Vp = ~60-1000 м1сек> (30.5)
где а.— диаметр шкива станка в мм;
п0 — его число оборотов в минуту, и при п0 = const наибольшая мощность на
шпинделе
р • V
N = m*| р 7] л. с. (30.6)
постоянна, если возможно пренебречь колебаниями к. п. д. т| передач коробки
скоростей или редуктора.
Крутящий момент на шпинделе при полном использовании ремня (Р—Рп1ах)
. л л Ртах У 1 / о п -т \
Мкц —-----2--' ~ кгмм> (30.7)
Мощности и крутящие моменты на шпинделе при ременном приводе
235
• '*Й •
где ih—'n — полное передаточное отношение от шкива станка к шпинделю; dj —
диаметр в мм той ступени этого шкива, на которой находится ремень.
При одношкивном приводе dj — d = const, и если считать попрежнему
также -г] = const, то
MKh = const • -J- = const • —. , (30.8)
lh nh
Для ступенчатошкивного привода ih в формуле (30.7) представляет
передаточное отношение соответствующего перебора; при непосредственном сцепле-
нии ступенчатого шкива со шпинделем ih = 1. Так как для перебора всегда ih < 1,
то при одном и том же dj, т. е. при одном и том же положении ремня, крутящий
момент на шпинделе наименьший при выключенных переборах, а при включении
перебора тем больше, чем меньше ih, т. е. чем ниже число nh об/мин шпинделя.
Легко видеть, что для рядов скоростей шпинделя, получаемых при одном и
том же включенном переборе, равно как и при выключенных переборах, отно-
шения между величинами крутящего момента при полном использовании ремня
остаются постоянными — не зависят от величины передаточного отношения пере-
бора. Абсолютные же значения этих моментов для всех ступеней скорости
шпинделя различны, как это видно из формулы (30.7).
Приведенные выше соотношения можно формулировать следующим образом:
а) При одношкивном приводе наибольшая мощность на шпинделе при полном
использовании ремня постоянна. При ступенчатошкивном приводе она зависит от
положения ремня на шкивах, но почти не зависит от того, включены ли переборы
или выключены. Мощность на шпинделе тем больше, чем больше диаметр ведущей
ступени, или иначе — чем меньше диаметр ступени шкива станка. При скоростях
шпинделя, отвечающих одному и тому же положению ремня, мощности на шпин-
деле почти одинаковы.
б) Наибольшие крутящие моменты на шпинделе как при одношкивном, так и
при ступенчатошкивном приводе для всех ступеней скорости различны, уменьшаясь
от Al^max, соответствующего наименьшему числу nL об/мин шпинделя, до Afimin,
отвечающего наибольшему числу п2 об/мин шпинделя.
Если обозначить Рг— усилие резания в кг и v — скорость резания в м/мин,
то мощность на шпинделе
D . у»
ДЛ = л. с. и Pz-v = 4500 • АЛ кгм1мин. (30.9)
Из соотношений (30.4) и (30.6) следует, что для одношкивного привода
Рг х) — const, а для ступенчатошкивного произведение Pz-v тем больше, чем
больше Оу, или, иначе,—чем меньше dj.
в) При одношкивном приводе наибольшее усилие резания P2max, соответствую-
щее наименьшей скорости резания 1гтщ, постоянно. При ступенчатошкивном при-
в5деРгтах, отвечающее определенному значению ипцп, не постоянно и тем больше,
чем меньше диаметр dj ступени шкива станка.
Так как
рг . da = '2MKh кгмм, (30.10)
где du — диаметр обработки в мм, и для каждого числа nh об/мин шпинделя крутящий
момент Mkh = const, то из последней формулы следует, что в координатах (da, Рг)
зависимость усилия резания Рг от диаметра обработки da изображается в пределах
каждого интервала du, отвечающего постоянному nh, равносторонней гиперболой.
Установленные выше зависимости для мощностей, крутящих моментов и усилий
резания при условии полного использования ремня представлены на фиг. 227 для
одношкивного и фиг. 228 для ступенчатошкивного привода.
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
236
Ременные передачи в станках
при Р = Ртах- Ограничивающим является некоторый наибольший крутящий мо-
мент Mk шах; следовательно, полная мощность N может быть использована лишь
на тех ступенях скорости, для которых
Mkh= 716 200-^- < Mv.max,
т. е. N
п > 716 200-гг——, (30.11)
'"к max
Фиг. 227.
где М-к тах — в кгмм. При меньших числах оборотов шпинделя (или вала) полная
мощность не используется.
Фиг. 228.
Сводка формул для расчета ременных передач станков помещена в при-
ложении.
§ 31. 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 или верблюжьи. Выбор материала определяется экономическими
соображениями (доступностью, стоимостью) и условиями работы ремня.
Кожаные ремни благодаря прочности кромок лучше других для 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,
Материалы ремней а шкивов
237
необходимость периодической перешивки или переклейки. При наличии натяжного
устройства это 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 (ступенчатошкивные
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 и верблюжьим ремням, особенно если они
не имеют специально заплетенных кромок.
Прорезиненные ремни очень чувствительны 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, нечувстви-
тельные к действию минеральных масел, из хлопчатобумажного бельтинга, пропи-
танного неопреном, и т. п. Прорезиненные ремни могут работать со скоростями
примерно до 40 м сек.
Основное достоинство хлопчатобумажных ремней — их дешевизна. Они
хорошо работают, как и верблюжьи ремни, в передачах малой мощности на шки-
вах малых диаметров, отличаются плавной передачей вращения, но вытягиваются
сильнее других ремней.
Хлопчатобумажные ремни работают удовлетворительно при скоростях примерно
до 30 м/сек, но могут применяться при необходимости также и при скоростях
до 45—50 м/сек.
В быстроходных станках для отделочных и доводочных работ кожаные и дру-
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. Так, например, шелковые ремни средней толщиной 2,4 мм, испы-
танные ЦНИИТМАШ, имели предел прочности при растяжении не выше 0,75 пре-
дела прочности хлопчатобумажных ремней, а относительное удлинение — вдвое
большее; поэтому данные заграничных фирм, указывающих для шелковых ремней
предел прочности в 4—5 раз больший, чем для кожаных ремней, не заслуживают
доверия.
В некоторых быстроходных станках нашли применение в главном приводе ко-
жаные дырчатые (перфорированные) ремни. Цель этого — устранение вредного
влияния 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
238
Ременные передачи в станках
сплавы алюминия или алюминия и магния. Иногда выбор легких сплавов обусловлен
возможностью отливки их под давлением, что особенно выгодно при сложной
форме шкива (многоручьевые шкивы клиноременных передач). Такой способ изго-
товления шкивов может быть экономичен лишь при достаточно большом масштабе
производства, так как стоимость прессформы для отливки шкива довольно
высока.
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 мо-
мент шкива может или должен быть мал (реверсируемые шкивы).
Шкивы трансмиссий и контрприводов можно делать и из дерева, так как его
механические свойства, а также коэфициент трения между ободом деревянного
шкива и ремнем достаточно высоки для указанных деталей. Практика применения
деревянных шкивов на валах трансмиссий и контрприводов подтвердила полную
целесообразность такого решения во многих случаях.
В. Технические условия на ременные передачи станков.
Наименьшая ширина ремней, стандартизованная в 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 Z>=10, 12, 14 или 17 мм.
Для ременных передач станков действительны наряду с ОСТ и ГОСТ специаль-
ные технические условия. Важнейшие из них следующий:
1. Биение обода не должно превышать примерно:
Биение при диаметре шкива до 300 300 — 600 мм
радиальное 0,10 0,15 »
торцевое 0,06 0,08 ,
2. Шкивы должны быть выбалансированы статически или динамически, причем
вид балансировки определяется окружной скоростью v шкива и отношением его
ширины В к диаметру D:
Скорость V Отношение Вид
в м1сек В: D балансировки
3-6 произвольное статическая
6-15 < 1
6—15 S£1 1 динамическая
> 15 . 1 статическая
>15 ат динамическая
Статическая нормальная балансировка производится на круглых стержнях при
весе шкива 30 кг и на призмах (ножах) при весе свыше 30 «г; статическая точ-
ная— на приборе-весах для определения центра тяжести; динамическая баланси-
ровка— на балансировочной машине.
Метод балансировки, если она требуется, следует указывать на рабочем чер-
теже шкива.
Обод шкива должен быть гладко обработан, а если возможно, то и полиро-
ван: шероховатая поверхность обода быстро срабатывает ремень, как показывает
опыт эксплоатации ременных передач. ,
§ 32. КОНСТРУКЦИИ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ В СТАНКАХ
А. Конструкции шкивов
Применяемые в станках шкивы постоянного диаметра (одноступенчатые) по
своей форме во многих случаях не отличаются от шкивов, обычных в других от-
раслях машиностроения. Это относится в равной мере как к шкивам для плоских,
так и для клиновых ремней. При малом диаметре они имеют иногда чрезвычайно
Конструкции ременных передан
239
240
Ременные передачи в станках
простую форму, как видно, например, на фиг. 229, изображающей шлифовальную
бабку универсально-заточного станка.
В других случаях форма шкива осложняется деталями или комплектами, с ко-
торыми он должен быть связан. Так, например, приводной шкив токарного много-
резцового полуавтомата модели 116, изображенный на фиг. 230, 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. Конструкции
их при передаче плоским ремнем видны на приведенных ниже фигурах. Как упо-
Фиг. 232.
миналось выше, число сту-
пеней таких шкивов не
превышает обычно четырех,
в крайнем случае пяти. Зна-
чительно большее число
ступеней могут иметь желоб-
чатые шкивы клиноременных
передач. Так, например, в
изображенном на фиг. 231
одношпиндельном токарном автомате фасонно-продольного точения с числом обо-
ротов шпинделя до 12С00 в минуту вращение шпинделю 10 передается от элек-
тродвигателя 1 через вал 2, пару клиноременных шкивов 3 и 5, вал 6 и пару пло-
скоременных 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.
Простая конструкция ступенчатого клиноременного шкива показана для при-
мера на фиг. 232 (двухступенчатый шкив дчя передачи двумя ремнями), предста-
вляющей разрез фрезерной головки горизонтального шпоночно-фрезерного станка
для канавок до 20X100 мм.
Если клиноременный шкив должен быть непосредственно связан со сцепной
муфтой или другой деталью, то он конструируется так же, как плоскоременный
шкив в аналогичном случае (см., например, фиг. 230).
Обод рабочих плоскоременных шкивов, особенно ведомых, рекомендуется де-
лать выпуклым. Шкивы для передач перекрестным или передвижным ремнем не
должны иметь выпуклости. При скоростях ремня от 20—25 м сек и больше це-
лесообразно делать выпуклым также ведущий шкив. Для шкивов, которые сидят
на вертикальных валах, выпуклость обода необходима, так как иначе ремень спол-
зает с обода.
Холостой шкив должен иметь диаметр несколько меньший, чем посаженный
рядом рабочий шкив, и цилиндрический (не выпуклый) обод. Срок службы холо-
стого шкива мсжет быть сделан неограниченно большим, если предохранить от
износа расточку его ступицы; для этого в нее можно запрессовать втулку, изго-
Конструкции ременных передач
241
товленную из антифрикционного чугуна или залитую дешевым антифрикционным
сплавом, либо посадить шкив на подшипниках качения. Особенно удобны в по-
добных случаях игольчатые подшипники без колец благодаря малым диаметральным
размерам их. В некоторых станках холостые шкивы монтированы на витых ро-
ликах; точность их для данного применения вполне достаточна.
Размеры шкивов — диаметр, ширину, толщину обода — следует выбирать по
возможности в соответствии с ОСТ 1655.
Форма канавки шкивов для круглых ремней не стандартизована. Практика по-
казала пригодность профиля по фиг. 233.
Б. Посадки и крепление шкивов
А А
Рабочие шкивы сажают на вал с посадкой -п- до . Для холостых шкивов
п и
достаточна посадка Л или даже Ш.
Рабочий шкив закрепляется на валу чаще всего шпонкой — призматической, кли-
новой врезной или сегментной, либо сидит на шлицах. Лишь при малых переда-
ваемых крутящих мохментах может быть доста-
точной связь шкива с валом силой трения, как
сделано, например, во фрезерной головке по
фиг. 232. Достаточность величины момента тре-
ния должна быть проверена расчетом или экспе-
риментально.
Конец вала под консольный шкив делае тся боль-
шей частью цилиндрическим, реже — коническим
(фиг. 234, 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. 234) или винтом.
Для сменных шкивов удобно крепление по фиг.
Фиг. 235.
235: разрезная втулка 7 кре-
пится на валу, как обычно, шпонкой со стопорным винтом 2 и стягивается
винтом 4\ шкив <3 сажают на конус втулки 1 и скрепляют с ней тремя винтами 5.
Чтобы облегчить снятие шкива, в его втулке сделаны два нарезанных отверстия 6
под отжимные винты.
16 Ачеркан Н. С. 565
242
Ременные передачи в станках
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-
Фиг. 236.
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-
Конструкции ременных передач
243
244 Ременные передачи в станках
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. 236—240.
Приводной шкив 3 токарно-винторезного станка модели 1618Р, передняя
бабка которого представлена на фиг. 236, 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 6
и шпинделем 8, вращающимся в подшипниках скольжения 1 и 9, имеется радиаль-
ный зазор. Таким образом давление ремня на шкив, так же как и давление на
зубья шестерни zlt не передается шпинделю. При изображенном на чертеже по-
ложении полого переборного валика 10 с зубчатыми колесами да—г3 вращение
сообщается шпинделю от шкива через втулку 6 и перебор—-- — , последнее ко-
г2 z4
лесо Zi которого заклинено на шпинделе. Для получения ряда высоких скоро-
стей шпинделя этот перебор выключают, передвинув влево деталь 10. и пере-
водят также влево муфту 7 до сцепления ее внутренних зубьев с зубьями ше-
стерни При этом вращение шкива 3 будет передаваться шпинделю через втулку б
и зубчатую муфту 7, сцепленную одновременно с зубчатым венцом, нарезанным
на конце втулки 6, и с шестерней г., закрепленной на шпинделе.
Конструкция с разгруженным шпинделем по фиг. 237 (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 винтами.
Разгрузка шпинделя от поперечных изгибающих усилий требует по меньшей
мере двух диаметрально противоположных шпонок: при одной шпонке желаемый
эффект не будет достигнут (фиг. 238, а и б).
На фиг. 239 изображен привод шлифовального шпинделя тяжелого станка для
шлифования прокатных валков. Клиноременный шкив 2 вращается здесь вхоло-
стую на шарикоподшипниках, монтированных на массивной оси 3, которая сидит
в стойке 1 шлифовальной бабки. Крутящий момент передается шпинделю 7 через
заклиненный на нем фланец 5, 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.
На фиг. 240 [часть коробки скоростей токарно-винторезного станка мо-
дели 162К (26А)] приводной шкив вращается также на отдельных опорах. Благо-
даря тому что первый валик коробки связан со шкивом шестью шлицами, он
полностью разгружен от бокового давления ремня.
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
ремня. Особенно это важно при малых расстояниях между осями шкивов (см., на-
пример, фиг. 231, детали 4 и 8), а также в случае применения хлопчатобумажных,
верблюжьих или пеньковых ремней, сравнительно быстро вытягивающихся.
Конструкции ременных передач
245
Натяжные устройства используются обычно также в тех случаях, когда рас-
стояние между осями ведущего и ведомого шкивов изменяется в процессе работы
Фиг. 242.
станка вследствие перемещения вала, несущего ведомый шкив. Однако в таких
приводах можно обвйтись и без натяжного устройства, вводя между ведущим и
ведомым шкивами промежуточный валик, ось которого играет роль шарнира. Такое
решение типично для так называемых шарнирных радиально-сверлильных станков
(модели 2502, 2503, 2508) с шарнирным рукавом. Устройство привода таких стаи-
246
Ременные передачи в станках
ков изображено на фиг. 241 (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 поддерживающие натяжение ремня постоянным. До-
вольно большое распространение имеют в станках устройства, основанные на
использовании натяжных роликов, выбирающих слабину ремня, и на изменении
межосевого расстояния шкивов за счет перемещения одного из них вместе с его
валом. Опыт показывает, что натяжной ролик нередко является источником ви-
браций, особенно в быстроходных станках, при высоких скоростях ремня; поэтому
Фиг. 244.
заслуживают предпочтения другие, описанные
ниже, способы обеспечения требуемого натя-
жения ремня.
На фиг. 242 и 243 изображены чрезвы-
чайно распространенные конструкции для пе-
риодического регулирования натяжения ремней
путем перестановки электродвигателя. На пер-
вой из этих фигур вертикальная переста-
новка двигателя возможна благодаря четырем
пазам 1 удлиненной формы под болты, кото-
рыми промежуточная плита 2 крепится к пла-
тину станины станка. В конструкции но
фиг. 243 эта плита 2 снабжена двумя пазами 1
Т-образного профиля под головки четырех
болтов 3, которыми двигатель крепится к пли-
те 2. Таким образом в первой конструкции
двигатель переставляется вместе с промежу-
точной плитой, во второй эта плита закре-
плена на станине неподвижно, но принцип
регулирования натяжения ремня в обоих слу-
чаях один и тот же.
В приводе простого горизонтально-фрезер-
ного станка, изображенном на фиг. 244 (вид
сзади), двигатель 3 подвешен на шарнире 4,
и для того, чтобы выбрать слабину ремня 5
передачи к промежуточному валику, достаточно повернуть вниз зажимную
рукоятку 2. Таким образом величина натяжения ремня 5 определяется здесь
собственным весом двигателя. Натяжение ремня 6 можно регулировать по мере
надобности перестановкой планки 7 с натяжным роликом 7.
В конструкции по фиг. 245 (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
укреплен поворотно на пальце 7.
На фиг. 246 (редуктор токарно-винторезного станка модели 1616 и т. и.)
корпус 5 редуктора, монтированного в левой ножке 1 станка, укреплен поворотно
на оси 6, и натяжение ремня к шкиву шпиндельной бабки (см. фиг. 236 и 237)
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.
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
Конструкции ременных передач
’247
Фиг. 245.
Фиг. 246.
248
Ременные передачи в станках
Конструкции ременных, передач 249
периодически вручную. Для автоматического подтягивания ремня по мере его вы-
тяжки, а также в тех случаях, когда автоматическое действие устройства необхо-
димо вследствие переменности положения оси ведомого шкива, используют большей
частью пружины (фиг. 247, натяжное устройство полуавтомата модели 114), грузы
или собственный вес некоторых деталей устройства. Иногда оказывается необ-
ходимым ввести в передачу промежуточные шкивы или направляющие ролики.
Схемы таких решений приведены на фиг. 248 и 249.
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 конструкция опор соответствующего вала.
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. 250, а и б. Ста-
нок приводится здесь от бесступенчатого вариатора 1 клиноременной передачей
с оттяжным роликом 3; шкив 4 вращается в отдельных от шпинделя подшипниках,
благодаря чему последний разгружен. Отливки корпуса передней бабки и верхней части
станины имеют здесь такую форму, что если отвести 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. 250, б).
Существуют и другие конструкции, успешно решающие ту же задачу.
Е. Конструкции ступенчатошкивных передач
Как уже упоминалось, контрпривод со шкивом ступенчатошкивной передачи
может быть укреплен в самом станке (см., например, фиг. 231). Ступенчатый
шкив шпинделя соосен с последним и, если имеется перебор, сидит вхолостую на
шпинделе или заклинен на длинной втулке первой шестерни перебора, вращаю-
щейся на шпинделе вхолостую.
Соединение шкива со шпинделем после выключения перебора может быть про-
изведено при помощи сцепного штифта, фрикционной, кулачной или зубчатой
муфты.
На фиг. 251 показана конструкция пружинного сцепного штифта с коническим
концом, который вводится в каленую стальную втулку запрессованную в торец
шкива.
Конструкция с двумя фрикционными муфтами для включения перебора (правая
муфта) и непосредственного соединения ступенчатого шкива со шпинделем (левая
муфта) представлена на фиг. 252.
Вместо конических фрикционов можно, очевидно, применить двухстороннюю
фрикционную муфту другого типа (см. § 54, Б), кулачную или зубчатую.
250
Ременные передачи в станках
Существенное преимущество всех конструкций с двухсторонней муфтой или
с зубчатой муфтой, одной частью которой служит передвижное зубчатое колесо
перебора, состоит в том, что отпадает необходимость в блокировке органов упра-
вления шпиндельной бабки; как это ясно, например, из последней фигуры,
включение перебора и одновременно соединение шкива со шпинделем при указан-
ной конструкции невозможно. В конструкциях со сцепным штифтом блокировка,
напротив, трудно осуществима. Между тем если рабочий при включении перебора
забудет вывести штифт из соответствующего ему гнезда, поломка штифта или
зубьев колес перебора неизбежна, если только ремень не начнет буксовать. Некото-
Фиг. 251.
рое преимущество конструкций со сцепным штифтом — меньший износ колес пере-
бора благодаря тому, что при сцеплении шкива со шпинделем все зубчатые колеса
обычно выведены из зацепления.
Сцепной штифт применяется в ступенчатошкивных приводах лишь малой мощ-
ности. Он должен быть проверен на изгиб и на смятие поверхности при передаче
того наибольшего крутящего момента, который соответствует полной мощности
при наименьшем числе оборотов в минуту
высокого (без переборов) ряда оборотов
шпинделя.
При конструировании ступенчатошкив-
ного привода необходимо предусмотреть на-
дежную смазку втулки шкива при включен-
ном переборе.
Если соединение шкива со шпинделем
производится посредством сцепного штифта
и число оборотов шпинделя больше при-
Фиг. 253.
мерно 500—600 в минуту, то зубчатое колесо, несущее штифт, должно быть
точно выбалансировано.
В станках малой мощности, где для вращения шпинделя достаточен один кли-
новой ремень, ступенчатошкивная передача позволяет получить очень большой
ряд чисел оборотов шпинделя. Это достигается:
а) применением сменных ступенчатых шкивов (изготовляемых из легкого сплава
с целью облегчения смены);
б) применением промежуточного ступенчатого шкива по схеме фиг. 253;
в) смещением одного из ступенчатых шкивов вдоль своего вала или вместе
с ним.
По схеме фиг. 253 сконструирован привод многих быстроходных вертикально-
фрезерных станков для обработки штампов, прессформ и т. п. Шпиндель одного
такого станка имеет 44 ступени скорости в пределах я = 70-ь-10 000 об/мин (диа-
пазон A’„^sl40).
С целью увеличения числа ступеней и диапазона скоростей шпинделя прибегают
к осевому смещению одного из клиноременных шкивов (см. выше, п. В.) или
(в станках небольшой мощности) к косому расположению ремня.
Конструкции ременных передач
251
Ж. 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. 254 или одного ремня, оги-
Фш. 254.
Фиг. 255.
бающего все ведомые шкивы, по схеме фиг. 255.
Недостаток первого решения —
увеличение свеса ведомых шкивов, увеличение количества ремней и ширины
ведущего шкива. Во втором случае для получения необходимых углов обхвата
Фиг. 256.
шкивов могут понадобиться натяжные
ролики, которых,впрочем, нередко нельзя
избежать и при отдельных ремнях
(ср. предыдущие фигуры и фиг. 256,
привод шпинделей алмазно-расточного
станка).
Выбор варианта зависит от условий
работы станка.
Фиг. 257.
Передача одним ремнем или одним комплектом клиновых ремней на несколько
шкивов находит применение в полуавтоматах непрерывного действия, у которых
I руппа станков, установленных на карусели, вращается вокруг неподвижной цен-
тральной колонны. Благодаря такому приводу особенно легко осуществляется останов
каждого шпинделя в разгрузочной позиции, как это ясно из фиг. 257, представляю-
щей принципиальную схему расположения шкивов вертикального шестипозициои-
ного алмазно-расточного станка. При вращении головки в направлении, показан-
252
Ременные передачи в станках
ном стрелкой, шкивы шпинделей, поочередно заканчивающих обработку изделия
в позиции а, постепенно выходят из-под клиновых ремней, охватывающих шкив
двигателя и шкивы шпинделей. Несколько не доходя до разгрузочной позиции б,
шпиндель останавливается своим тормозом, включаемым от кулака. При дальнейшем
движении шпиндель, уходящий из загрузочной позиции, начинает вращаться, еще
не достигнув первой рабочей позиции в, так как его шкив постепенно подходит
под клиновые ремни.
Однако из фиг. 257 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 колесо,
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 салаз-
ках, позволяющих регулировать его положение.
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА * ...
1. Б е л я е в В. Н., Передачи гибкой связью, Энциклопедический справочник «Машино-
строение*, т. 2, Машгиз, 1948.
2. Иванов Е. А., Ременные передачи, «Труды ЦНИИТМАШ*, ки. 1, Машгиз, 1946.
ГЛАВА VI
ЦЕПНЫЕ, ЗУБЧАТЫЕ И ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ В СТАНКАХ
§ 33. ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
А. Преимущества и недостатки цепных передач. Области применения
их в станках
Важнейшие преимущества цепных передач перед ременными заключаются в зна-
чительно 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 (Л1)едом’- это позволяет применять в приводе быстроход-
ные электродвигатели, более компактные и обладающие, как правило, более высо-
ким к. п. д., чем тихоходные двигатели равной мощности.
К числу недостатков цепных передач относятся: 1) неполная бесшумность ра-
боты, 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 семенной потому, что гиб-
кая 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 постоянной
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 зуб-
чатым, 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.
254 Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
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, по-
видимому, тот факт, что для передачи более значительных мощностей — следова-
тельно, 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 25 м/сек (в некоторых современных винторезных автоматах). При
выборе скорости цепи решающую роль играет качество ее материала и изготовления.
Б. Указания по расчету цепных передач
Расчет цепных передач станков производится по общим методам, излагаемым
в курсе „Детали машин'. При выборе исходных параметров проектируемой пере-
дачи рекомендуется руководствоваться следующими правилами:
а) шаг цепи выбирать 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 большими
числа зубьев звездочек;
в) скорость цепи рекомендуется выбирать по возможности в пределах до
8 — 9 м/сек, причем тем меньшей, чем больше шаг цепи; при необходимости
(быстроходные станки) можно итти до скоростей вдвое больших;
г) числа зубьев звездочек не должны быть меньше следующих практических
значений:
для роликовых цепей zraln = 11-н 12
для зубчатых цепей: шаг цепи /^15
угол звена 60°: zm)n = 17
• 75°: *mln =15
16 до 35 35 мм
19 21
17 19
В крайнем случае можно принимать для роликовых цепей zniin = 9, для зубча-
тых с углом 60° и 75° zmin=15 и 13 соответственно.
Наибольшие значения чисел зубьев звездочек: для роликовых цепей zmax=;130,
а лучше zmax~70; для зубчатых цепей при угле звена 60° 140, лучше
zniax^80, при угле звена 75° гтах~65.
Предпочтительные числа зубьев звездочек для роликовых цепей указаны
в ГОСТ 591-41.
Передаточные отношения желательно выбирать в пределах до «1П1-П — ,
а при необходимости для передач роликовой цепью зубчатой «min = p?—г- j'x
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'сек
большие звездочки можно изготовлять из чугуна СЧ 28-48 или СЧ 24-44
Цепные передачи
255
(ГОСТ В 1412-42). При более высоких скоростях наиболее подходящим материа-
лом являются цементуемые стали; зубчатый венец звездочки подвергается цемен-
тации и закалке с последующим отпуском. Ма-лые звездочки экономичнее изго-
товлять стальными, независимо от условий работы; холостые звездочки, натяжные
и оттяжные, изготовляют из тех же сталей, что и рабочие, а нередко и из чугуна.
Для звездочек сохраняют силу технические условия, принятые для зубчатых
колес аналогичного назначения (см. § 34,Г).
Г. Расположение цепной передачи
Следует по возможности избегать вертикального расположения цепной пере-
дачи. Лучше всего, если угол наклона цепи к горизонту лежит в пределах от О
до примерно 50—60°. Если, однако,
нельзя избежать вертикального или
близкого к нему расположения пере-
дачи, то при конструировании при-
вода необходимо предусмотреть воз-
можность регулирования натяжения
цепи (см. ниже). В подобных переда-
чах меньшую звездочку целесообразнее
располагать внизу.
Во всех случаях необходимо, что-
бы провисание ненатянутой (ведомой)
ветви цепи не грозило защемлением
звеньев на звездочке, что могло бы
привести к разрыву цепи. Эта опас-
ность, особенно угрожающая передаче
Фиг. 258.
при малых диаметрах звездочек, пред-
отвращается расположением холостой ветви снизу (ср. схемы на фиг. 258,а и б),
а если это невозможно — применением роликов, холостых звездочек или колодок
поддерживающих провисающую ветвь снизу вблизи того места, где можно ожидать
защемления звеньев.
Д. Конструкции звездочек
Наиболее обычные формы звездочек показаны на фиг. 259, а — в. Звездочки по
фиг. 259, а с односторонней втулкой и по фиг. 259, б с двухсторонней втулкой из-
Фиг. 259.
ной звездочек. Последняя
готовляются из стали или чугуна; у звездочек по
фиг. 259, в зубчатый венец — стальной, а фланцевая
втулка — чугунная или из простой поделочной стали
(технологические зазоры между болтами и отверстиями
зубчатого диска показаны на фиг. 259, в преувеличен-
ными). 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. 260 представлен разрез по
шпинделю ведущего круга бесцентровошлифовального
станка. Видны конструкции натяжной и шпиндель-
сидит на шлицевой шейке шпинделя, но вращается
в отдельных шарикоподшипниках, монтированных в расточке корпуса бабки
ведущего круга. Благодаря такому устройству шпиндель полностью разгружен
от натяжения цепи. Другой пример приведен на фиг. 479. Для разгрузки шпинделей
или валов, приводимых посредством цепной передачи, от деформаций и напряжений.
256
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
изгиба возможны и другие конструктивные решения, совершенно аналогичные тем,
которые применяются для той же цели при приводе ремнями (см. § 32, В).
Профиль зуба звездочки для зубчатой цепи — прямобочный, соответственно
Ф„г. 260.
контуру звена такой цепи (фиг. 261). Угловые параметры зуба вполне определяются
углом у звена и числом z зубьев звездочки: как видно из фиг. 261,
угол профиля зуба
„ ( у 360° \ 720’
о = 2 I -т;-------- ) = т-------:
\ 2 z ) z
Фиг. 261.
угол впадины
360°
Z
Из того же чертежа: диа-
метр делительной окружности
= —’ где И1аг
sin —-------
Z
цепи.
Диаметр De окружности
выступов принимают несколько
меньшим диаметра do', чаще
гч , '80°
всего De — do • cos —— —
„ L 180°
= .
Высота зуба сообразуется с размерами
или принимается равной:
при шаге цепи t в мм .... 12,70
высота h в мм около...........8
звена цепи и находится построением
15,87 19,05 25,40 31,75 38,10
9,5 И 14,5 19 22
Форма зуба в диаметральном сечении звездочки сообразуемся с размерами, числом
рядов цепи и положением направляющих пластинок — с боков или в середине.
Цепные передачи
257
Профиль зуба звездочек 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 деталей.
Посадки и способы крепления звездочек одинаковы с теми, которые приняты
для зубчатых колес (см. стр. 275).
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 натяжных
салазок или качающейся плиты двигателя. В передачах между неподвижными валами
Фиг. 262.
расстояние между осями последних рассчитывается таким образом, чтобы получа-
лось 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 отличаются
от зубьев рабочих цепных колес. В случае
применения зубчатых цепей звездочка с зубья-
ми нормальной формы можег быть располо-
жена лишь с внутренней стороны цепи, т. е.
работать как оттяжная (см. фиг. 262, ме-
ханизм натяжения бесшумной цепи коробки
передач автомата модели 123). Если же по
условиям передачи необход imo, чтобы звез-
дочка прижималась к наружной поверхности
цепи, то зубчатая цепь обычной конструк-
ции должна быть заменена двухсторонней.
Зубья рабочих и натяжных звездочек при
угольную форму, причем ширина впадины :
Фиг. 263.
и одинаковы и имеют почти тре-
необходимости значительно больше
толщины зуба.
Роликовая цепь должна огибать натяжную звездочку на дуге не менее 5/, зуб-
чатая— нт 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. На фиг. 263 изображены натяжные звездочки цепи 7 при-
вода шпинделя ведущего круга бесцентровошлифовального станка модели 3181.
17 Ачеркан Н. С. 565
258
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
Пружина 3 постоянно оттягивает кронштейн, несущий оси обеих звездочек,
вправо. Чтобы подтянуть цепь, достаточно несколько вывинтить упор 2 кронштейна.
Другой вариант конструкции натяжного устройства для роликовой цепи (трехряд-
Фиг. 264.
ной; представлен на фиг. 264 (деталь привода четырехшпиндельного токарного
автомата модели 123).
по яд
Фиг. 265.
Так же, как натяжные ролики ременных передач, натяжные звездочки обычно
монтируют на подшипниках качения.
Вместо натяжных звездочек в цепных передачах станков применяют иногда
натяжные ролики (фиг. 265; или колодки (башмаки), по которым цепь скользит.
Зубчатые передачи
259
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 непригодной для дальнейшей работы.
Смазка должна подаваться по возможности на внутреннюю сторону ведомой
ветви. При скорости цепи г><2,5 м[сек достаточна периодическая смазка, при
v за 2,5 4,5 м'сек необходима по меньшей мере капельная смазка (на каждые
70—80 мм ширины цепи одна маслоподающая трубка). При еще больших скоро-
стях цепь должна либо работать в масляной ванне, для чего передача окружается
маслонепроницаемым кожухом из мягкой листовой стали толщиной 1,5—2,5 мм
(реже литым из чугуна или легкого сплава), либо смазываться непрерывной струей
масла, подаваемого насосом на внутреннюю поверхность цепи. • „ ,
§ 34. 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 —
несколько уменьшили в последние годы роль зубчатых передач в металлорежущих
станках. Можно отметить даже попытки создания станков, механизмы которых не
содержали бы ни одного зубчатого колеса. В качестве примеров можно назвать
выпущенный во время войны одношпиндельный копировально-токарный магазинный
автомат (английской фирмы) для чистовой обточки стаканов зенитных снарядов или
быстроходный (ni—8 — 230-г-3900 об/мин) токарный станок фирмы Хардиндж (США)
(для вторых операций) с приводом от многоскоростного электродвигателя: в шпин-
дельной бабке обоих станков совершенно отсутствуют зубчатые колеса и сцепные
муфты. Однако такие конструктивные решения далеко не всегда являются удач-
ными и эксплоатационно надежными. Поэтому зубчатые передачи остаются очень
важным и наиболее распространенным элементом кинематических цепей станков.
Особенно прочные позиции занимает зубчатая передача в тех станках, где необхо-
димо строго постоянное отношение между скоростями движения отдельных элемен-
тов (резьбонарезные и зубообрабатывающие станки), хотя и в этой области при-
менения зубчатых передач наблюдается тенденция к замене их или по крайней
мере к' сокращению их числа за счет использования передач других типов, напри-
мер эталонных ходовых винтов или кулачно-рычажной передачи. Попытки исполь-
зования электрического вала для точной синхронизации работы двух узлов станков
пока еще не вышли из стадии опытов.
Особую роль играют зубчатые передачи в эпициклических механизмах, приме-
няемых в самых разнообразных станках для различных целей. ч
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 удаленными
валами посредством одной лишь пары зубчатых колес при произвольном относи-
тельном расположении валов, когда оси последних параллельны, пересекаются или
скрещиваются. Благодаря этому при любом числе валов в кинематической схеме и
любом расположении их они могут быть взаимно связаны посредством одних лишь
зубчатых передач.
260
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
2. Постоянство передаточного числа, которое зависит лишь от чисел зубьев
сопряженных колес. Следовательно, при постоянной угловой скорости ведущей
шестерни будет постоянной также и угловая скорость 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 резьбонарезного 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
эксплоа1ационную 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 при-
водить, как уже указывалось выше (см. § 32). 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 сделано, например, в новой английской
модели станка Свифт-Сентинел, предназначенной для алмазной обточки алюминиевых
цилиндров) должен быть признан неудачным, так как он не позволяет получить
высокую чистоту обработанной поверхности.
Для предварительной обработки, а тем более для обдирочной, плавность работы
прямозубой передачи нормальной для станкостроения точности вполне достаточна,
так как следы, оставшиеся на поверхности заготовки (волны, рябь и пр.), снимаются
на последующих операциях.
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 зуборезных цехов современных щанкостроительных 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,
Зубчатые передачи
261
обкатка собранных передач и т. п.) и надлежащей смазки их во время ра-
боты.
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 восприятия их необходимы отдельные упорные подшипники. Кроме того,
путем соо1ветствующих 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 ниже.
Зубчатые передачи применяются в кинематических цепях всех назначений —
главного движения, подач, в делительных механизмах, а также в цепях управления.
Особый случай представляет конструирование зубчатых колес шестереночных 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 парал-
лельными валами производится
посредством цилиндрических ко-
лес с прямыми, косыми (винтовыми)
или шевронными зубьями. Прямозубые
колеса значительно уступают косозу-
бым и шевронным в отношении плав-
ности работы и бесшумности, но обла-
дают тем преимуществом, что их мож-
но легко вводить в зацепление с
сопряженным колесом или выводить
из него путем перемещения вдоль
вала. Для шевронных колес это не-
возможно, а для косозубых хотя и
возможно, но связано с осложнением
обработки шлицевого валика (винто-
вые шлицы), которая должна быть
выполнена с очень высокой точностью,
чтобы передвижение колеса не требо-
вало чрезмерного усилия. Указанное
преимущество прямозубых колес обес-
печило им преобладающее положение
в механизмах типа многоступенчатых
редукторов — коробках скоростей, ко-
робках подач и т. 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 ответственных передачах, сопряженные колеса которых находятся в постоян-
ном зацеплении, целесообразно применять косозубые, а еще лучше шевронные
колеса; последние особенно желательны для передачи больших окружных усилий.
Для изготовления шевронных колес с цельным зубом необходимы, однако, спе-
262
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
циальные станки (например моделей 513 и 515); поэтому иногда по необходимости
прибегают к замене шевронной передачи двумя косозубыми, различающимися лишь
направлением винтовой линии зуба (см. также привод холодной пилы на
фиг. 266). Что касается косозубых колес, то их можно нарезать на зубофрезерных
станках нормального типа или на зубодолбежных косозубыми долбяками при нали-
чии 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-
Фиг. 267.
чк-х одинаковых условиях, чем больше угол [i наклона винтовой линии (угол спи-
рали) зуба, то для ответственных передач выгодно принимать угол |3 большим.
При назначении величины угла $ необходимо, однако, учитывать следующие обстоя-
тельства: 1) осевое усилие Ра при передаче косозубыми колесами возрастают
с величиной угла |3, так как Ра~Р. tg 6, где Р—передаваемое окружное усилие;
2; если колесо предстоит нарезать на зубодолбежном станке, то величина угла fJ
должна быть по возможности сообразована с имеющимся при станке набором
винтовых направляющих кулаков и имеющимся инструментом, так как шаг зубьев
нарезаемого колеса зависит от шага этих 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 про-
извольно (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. 267
показаны для примера основные механизмы токарно-винторезного станка; все
Зубчатые передачи
263
колеса коробки скоростей, дающей 16 ступеней скорости шпинделя, здесь'—
шевронные, колеса коробки подач и фартука—прямозубые. Также и в изображен-
ной на фиг. 321 (схематически) коробке скоростей токарно-винторезного
станка модели 162 все передачи—косозубые.
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
конструкция упорного подшипника. В качестве примеров подобного конструктив-
Фиг. 268.
ного решения можно указать на привод шпинделя многих токарных станков
(например 1Д62, 1Д63, 1Д64, фрезерных
(фиг. 268, привод шпинделей продольно-
фрезерного станка), привод стола карусель-
ных станков.
Аналогичный эффект достигается при-
менением косозубых колеса и рейки в при-
воде стола продольно-строгальных станков
(см. § 57).
Следует отметить все большее распро-
странение косозубых сменных колес для
настройки станков.
Цилиндрические зубчатые передачи
внутренним зацеплением имеют в станках
ограниченное применение. Они используются
главным образом в тяжелых центровых то-
карных станках для привода на низких чи-
слах оборотов планшайбы, которая снабжена
для этого внутренним зубчатым венцом (фиг.
винторезного станка модели 1Д65) и в приводе планшайбы
токарно-лобовых и колесо-токарных станков (см. фигуры в § 37). Передачи
этого рода выполняются как с косыми, так и с прямыми зубьями. Прямозубые
колеса в этих случаях необходимы, если шестерня должна выводиться из заце-
пления с внутренним зубчатым венцом путем ее осевого перемещения вдоль валика
269, коробка скоростей токарно-
каруселытых,
или вместе с ним, как это имеет, например, место в конструкции, изображенной
на фиг. 269.
Конические зубчатые колеса применяются в станках главным образом
для передачи вращения между валами, оси которых пересекаются, а также
в реверсивных механизмах и в 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. Прямые зубья вступают в зацепление сразу по
всей ширине, что сопровождается ударами вследствие погрешностей изготовления
и монтажа. В непрямозубых конических передачах зацепление пары сопряженных
зубьев происходит постепенно от одного торца к другому. Благодаря этому такие
передачи работают более плавно, шум и вибрации, сопровождающие работу пере-
дачи, значительно слабее, чем при прямых зубьях, что особенно заметно при
высоких окружных скоростях. Эти особенности непрямозубых конических колес
делают возможным применение их в передачах на шпиндель (см., например, фиг. 270,
передняя бабка токарного многорезцового полуавтомата модели 1730). Аналогич-
ная конструкция используется во многих заточных станках.
Другие преимущества конических передач с криволинейными зубьями — относи-
264
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
тельно меньший и более равномерный износ благодаря более благоприятным условиям
работы сопряженных венцов, возможность осуществления передаточных отношений
более низких, чем при прямых зубьях, большая прочность и меньшие колебания
передаточного числа при одинаковых погрешностях изготовления.
С другой стороны, недостатками этих передач по сравнению с прямозубыми
являются несколько большая сложность технологии производства их и нередко очень
Фиг. 270.
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 осложняет
конструкцию опор соответствующих валов и фиксирование колес в осевом напра-
влении. 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 следует
пользоваться ио возможности только такими передачами.
Боковая линия криволинейного зуба на делительном конусе имеет форму,
зависящую от метода нарезания зубчатого колеса. Из разнообразных существующих
в настоящее время форм таких зубьев в нашем станкостроении применяются
Зубчатые передачи
265
преимущественно так называемые круговые (дуговые) спиральные зубья (зубья
типа Глисон), 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.
При проектировании нового станка выбор формы боковой линии криволинейного
зуба колес конической передачи определяется не столько особенностями различных
форм зубьев — все они имеют свои достоинства и недостатки, сколько располагаемым
оборудованием. Если конструктор не связан этим обстоятельством, то необходимо
руководствоваться типажом станков отечественного производства.
В одном из зубострогальных станков фирмы Феллоуз модели № 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. 271). Судя
по успешному применению таких цилиндро-лобовых (цилиндро-конических) передач
в указанном станке и в некоторых других машинах, они
вполне пригодны для передачи малых усилий, например в меха-
низмах 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 конической — более низкая стоимость благодаря тому,
что одно из колес передачи — цилиндрическое, а расход вре-
мени 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 копировально-токарных и других
станках А. К. Нартов (см. фиг. 9 на стр. 15) 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
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 обоих
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 (геликоидальных) или гипоидных зубчатых колес либо червяч-
ной пары. Изучение конструкций станков современных моделей показывает, что
предпочтение отдается обычно червячной передаче даже в тех случаях, когда
требуемое передаточное отношение велико, несмотря на трудности, связанные
с изготовлением многозаходных червяков и сопряженных с ними колес. Это объяс-
няется недостатками винтовых и гипоидных колес: касанием боковых поверхностей
сопряженных зубьев по очень небольшой площадке (начальное касание в одной
точке) и большим 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
266
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
цепях вспомогательных движений, например в механизмах быстрых холостых ходов,
в цепях управления, устройствах для подачи прутков в некоторых автоматах
и т. п. Реже встречаются они в механизмах подач зуборезных, резьбофрезерных,
шлифовальных и немногих других станков. Возможность применения зубчатой винтовой
или гипоидной передачи должна быть проверена расчетом. При мощностях больших
примерно 5 л. с. они в станках, как правило, не применяются вследствие чрезвы-
чайно быстрого срабатывания зубьев. С другой стороны, несомненным преимуще-
ством 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 и лишь для целей, указанных в дальнейшем (см. § 66).
Передачи посредством зубчатого колеса и рейки подробнее рассмотрены в § 57.
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, сталистый чугун, слоистые пластмассы. В последнее время делаются по-
пытки изготовлять мало нагруженные зубчатые колеса штамповкой порошковых
металлов. Металлокерамические (железографитовые) шестерни встречаются также
в масляных насосах станков.
Выбор наиболее подходящего технически и экономически материала для изгото-
вления колеса при заданных условиях его работы (окружное усилие, окружная
скорость, периодичность, длительность рабочих периодов и пауз, работа с ударами
или 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 бронзы, особенно оловянистые, и стали, легированные никелем, молибде-
ном, ванадием. В большинстве случаев требуемые качества зубчатого колеса можно
обеспечить правильно выбранной термообработкой среднеуглеродистых и хромистых
сталей.
б) Для изготовления всех зубчатых колес проектируемого станка пользоваться
чугуном одного сорта и сталью не более чем трех-четырех различных марок,
чтобы не осложнять производства. Возможность этого вполне подтверждается
практикой современного станкостроения. Так, например, все зубчатые колеса одного
отечественного токарно-винторезного станка изаотовлены из сталей 45, 20Х, и 40ХН,
все колеса горизонтально-расточного станка среднего размера — из чугуна
и стали Ст. 5.
в) Назначать можно лишь металлы тех марок, которые предусмотрены действу-
ющими ОСТ и ГОСТ, руководствуясь суженным сортаментом сталей, рекомендован-
ных „Марочником конструкционных сталей С1анкостроения“ (ЭНИМС, 1947).
В отношении 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, действующее на зуб, велико, то необходим большой модуль, и там, где
это конструктивно возможно, чугуны СЧ 18-36 до СЧ 28-48 (ГОСТ В 1412-42)
являются вполне подходящим материалом для изготовления зубчатого колеса, так же
как для всех колес, передающих небольшие усилия при малых окружных скоростях.
Зубчатые передачи
267
Поэтому из чугуна изготовляют зубчатые венцы медленно вращающихся столов
И планшайб большого диаметра, например карусельных, лоботокарных, барабанно-
фрезерных станков, большие колеса реечного привода продольно-строгальных
станков, иногда большие шпиндельные колеса токарных станков, зубчатые колеса
переборов станков со ступенчатошкивным приводом, а также многие слабо на-
груженные 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.
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
нелегированным сталям перед легированными, а из легированных — хромистым.
Упомянутый „Марочник конструкционных сталей станкостроения“ рекомендует
в качестве основных марок:
а) сталь 45 с закалкой и высоким отпуском до твердости Нв <= 230 -4- 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 Нцс =50ч-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 мало нагруженных колес, с закалкой и отпуском до НВс = 28 -J- 35 для
средне нагруженных колес тяжелых станков;
в) сталь 20Х с цементацией, закалкой и отпуском до 7/rc=56-4-62 для зуб-
чатых колес, работающих 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 Нв — 230 -г- 260 для колес,
работающих с небольшими окружными скоростями при средних давлениях; ту же
сталь с закалкой и отпуском до Н%с =40-4-50 при средних окружных скоростях
'и небольших ударных нагрузках, с цианированием или жидкостной цементацией,
закалкой и отпуском до Hrc = 48 -Э 53—при больших окружных скоростях и не-
больших ударных нагрузках (требуются высокая износостойкость и большая
прочность), с закалкой после нагрева токами высокой частоты и отпуском до
Hrc =48-J-58—при тех же условиях работы, если необходима, кроме того, мини-
мальная 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 пламе-
нем, цементация, нитроцементация, цианирование, азотирование и т. д.) проверяются
путем проверочного расчета зубчатого колеса на прочность и износостойкость.
Наибольшим распространением в станках отечественного производства пользуются
стали 45, 20Х и 40Х, в меньшей степени — 40ХН и 12ХНЗ; из стали последней
марки изготовляют, в частности, колеса шестереночных насосов при малых числах
зубьев (z = 9-4-14). ' ... .
268
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
3. Стальное литье. Литые из стали зубчатые колеса встречаются в стан-
ках в виде довольно редких исключений. К таким колесам прибегают, например,
если колесо должно составлять одно целое со шпинделем, если притом
крепление на шпонках невозможно, а поковка была бы слишком дорогой. Недостатки
таких колес — грубость литья, а главное — необходимость в сложной термо-
обработке для снятия внутренних напряжений и получения удовлетворительной
микроструктуры и достаточно высоких механических качеств. Нужно, кроме того,
иметь в виду сравнительно больший брак фасонного стального литья при сложной
форме отливки.
4. Бронзы. Из бронзы часто изготовляют винтовое (геликоидальное) колесо,
работающее в паре со стальным, с целью уменьшения потерь от трения скольже-
ния вдоль зубьев. 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 ОЦС6-6-3
и БАЖ9-4, а в наиболее ответственных случаях также оловянистые бронзы
фосфористые типа БрОФЮ-1 и цинковые типа БрОЩО-2.
При проектировании новых станков необходимо, как уже указывалось, по воз-
можности избегать назначения бронзы для изготовления зубчатых колес, что почти
всегда возможно.
5. Пластические массы. С целью уменьшения шума, производимого
зубчатыми передачами, в станках применяют, где это возможно, колеса из не-
металлических материалов в сопряжении с металлическим колесом. Распространен-
ные еще недавно зубчатые колеса из спрессованной кожи, фибры и тому подоб-
ных материалов в настоящее время почти полностью вытеснены колесами из пласт-
масс, более долговечных и менее гигроскопичных. Наиболее пригодны для указан-
ной цели слоистые пластмассы типа текстолитов с основой из ткани или типа лигно-
литов с основой из листов тонкой древесины (фанерного шпона). Реже применяются
для изготовления зубчатых колес станков пластмассы типа гэтинакс, в которых
ткань заменена плотной бумагой и которые поэтому обладают более низкими
механическими качествами, что позволяет пользоваться этими материалами лишь
для очень мало нагруженных колес.
Наряду со способностью хорошо воспринимать удары основные достоинства
зубчатых колес из слоистых пластмасс заключаются в плавности и бесшумности
работы, а также хорошей способности заглушать вибрации. Благодаря этому
такие колеса особенно уместны при высоких окружных скоростях — до 40—50 Mfcen.
В станках они применяются главным образом как ведущие шестерни в передачах
от электродвигателей, в качестве паразитов, в механизмах подач, в распределитель-
ных механизмах автоматов и т. п., редко в качестве сменных и переборных колес
Опыт эксплоатации их показывает, что, несмотря на малую твердость, тексто-
литовые колеса, работающие в зацеплении с металлическими, изнашиваются не-
значительно, если правильно выбраны их размеры. Материал колеса, сопряжен-
ного с текстолитовым, должен обладать твердостью не ниже Нв = 200 — 220
(закаленная сталь, твердый чугун).
Зубчатые колеса, изготовленные из пластмасс, работают одинаково хорошо
в цилиндрических и конических передачах и могут иметь прямые или криволиней-
ные зубья. От металлических зубчатых колес они отличаются некоторыми
конструктивными особенностями, указанными ниже (стр. 274).
Г. Технические условия на зубчатые передачи станков
Зубчатые передачи станков должны удовлетворять требованиям достаточной
долговечности, следовательно, прочности и износостойкости и одновременно
требованиям точности и плавности работы. Первое требование удовлетворяется
надлежащим выбором материалов колес передачи и их' термической обработки,
Зубчатые передачи
269
правильное it 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
высокой точности и плавности работы передачи требуется иногда специальная
технология 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, установлен-
ным ГОСТ 1643-46 для цилиндрических и ГОСТ 1758-42 для конических зубчатых
колес. Эти же ГОСТ содержат нормы на контакт (пятно касания) поверхностей
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 ЦНИИТМАШ, лежащие в основе
указанных ГОСТ, приведены в табл. 11.
При назначении класса точности зубчатого колеса следует иметь в виду, что
зубчатый венец колес 1-го и 2 го классов точности после чистового нарезания
подвергается одной из отделочных операций, большинство которых требует
специального оборудования, а часто и дорогого инструмента. Поэтому при проекти-
ровании зубчатой передачи не следует назначать класса точности колес выше,
чем это действительно нужно для хорошей работы передачи.
Таблица 11
Зубчатые колеса Класс то’ности 1-й (высокоточные зубчатые колеса) Класс точности 2-й (точные губчатые колена) Класс точности 3-й (зубчатые колеса средней точ- ности) Класс точности 4-й (зубчатые колеса пониженной точ- ности)
Цилиндриче- ские: прямозубые непрямозу- бые . . . Классифиь и>8 о> 15 сация по признаку 10 8<о«^15 окружной скорое 2 < V < 6 3<о<8 ти v м/сек о<2 v 3
Конические: прямозубые непрямозу- бые . V V — Сл о Сл Ю А А е е А А — Сл о А А е е .А А Сл ЬЭ j v < 1
Цилиндриче- ские и кониче- ские Классификациг Колеса на ра- бочих шпинде- лях высокоточ- ных станков по признаку фун 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 кции зубчатого кс Сменные и другие колеса в делительных механизмах станков для предваритель- ной обработки и обдирочных )леса в станке Тихоходные колеса второ- степенных ме- ханизмов стан- ков. не тре- бующие плав- ное ги передачи вращения. Ко- лена механиз- мов. управляе- мых от руки
270
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
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, в результате чего нарушается правиль-
ность зацепления пары сопряженных колес и чрезмерно возрастает боковой зазор.
Следовательно, передача вращения происходит с толчками, особенно чувствитель-
ными при включении передачи и реверсировании ее. Поэтому расчет зубчатой пере-
дачи должен обеспечивать достаточную долговечность рабочих поверхностей зубьев,
т. е. достаточное сопротивление их износу. Истирание зубьев происходит особенно
интенсивно при наличии скольжения вдоль поверхности зуба, как, например, в вин-
товых зубчатых передачах.
Необходим также проверочный расчет зубьев на выносливость поверхностных
слоев зубьев под действием контактных напряжений и на усталостную прочность
при изгибе зубьев. При выполнении расчетов необходимо иметь в виду, что вслед-
ствие изгиба валов зубья колес работают неполной своей шириной.
Методы расчета зубчатых передач различных типов излагаются в курсе „Детали
машин". Сводка формул, необходимых для расчета, помещена в приложении 2
00/ 002 (СТР- 806 и сл.). Очень слабо нагруженные и
тихоходные зубчатые колеса, как, например, ко-
леса механизмов подачи и обкатки зуборезных
станков, механизмов ручных перемещений, упра-
вления и т. п. и зубчатые передачи малых стан-
» ков — верстачных, для точного приборостроения
ит. п., рассчитывать нет надобности.
При назначении исходных параметров зубча-
той передачи нужно иметь в виду следующее:
1. В станках отечественных конструкций при-
меняется лишь эвольвентное зацепление с углом
профиля исходного контура а.д = 20°. Зуб цилин-
дрических колес в большинстве случаев имеет тол-
щину, одинаковую по всей длине. В новейших
некоторое распространение зубья бочкообразной формы
(фиг. 272), толщина которых у торцев, меньше, чем в середине на 0,02—0,04 мм.
Такая форма зубьев цилиндрических прямо- и косозубых колес получается путем
обработки их облегающим шевером или обычным шевером при помощи специаль-
ного приспособления к шевинговальному станку. Исследования ЭНИМС и практика
работы ряда отечественных заводов показали, что при расположении пятна касания
по фиг. 272 передача работает с меньшим шумом, особенно при фланкировании
профиля зуба соответственно ГОСТ 3058-45. Колеса с бочкообразным зубом имеют,
невидимому, также большую долговечность.
2. Значения модуля выбираются предпочтительно из ряда 1 —1,5—2—2,5—3—
3,5—4—5—6—8—10—12 л«.м, установленного нормалью станкостроения Н24-2
(1943 г.). При необходимости можно пользоваться значениями, включенными
в стандартный ряд модулей по ОСТ 1597, по возможности избегая, однако, моду-
лей, значения которых оканчиваются 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.
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 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
Фиг. 272.
у'*"
моделях станков получили
Зубчатые передачи
271
венцы больших зубчатых колес привода стола у карусельных станков, барабана
у барабанно-фрезерных, круглых столов у плоскошлифовальных станков и т. п.
могут иметь до 450—500, а если нужно, то и более зубьев. Отсюда следует, что
передаточные отношения у цилиндрических зубчатых колес могут быть очень ма-
лыми. Практической надобности в значениях и в станках почти не ветре-
Хи хО
„ Л . 1 , ,
чается. При м<^-—целесообразно применять косозубые или шевронные пере-
дачи.
Конические передачи очень часто имеют назначением лишь передачу движения
под углом без изменения числа оборотов; поэтому в большинстве случаев переда-
точное отношение конических зубчатых передач станков и.
сит от станка, на котором будет производиться
станков, нарезающих круговой зуб фрезерной
1
«min~гр. Для станков, нарезающих паллоидные
О
зубья конической червячной фрезой, можно по-
1
лучить Mmin~, - • Делать у конических пере-
1 о
л . 1
дачи<в~-р- у- не рекомендуется.
4. При выборе направления и угла наклона
зубьев цилиндрических колес с косыми и кони-
ческих с криволинейными зубьями следует учи-
тывать, что направление и величина осевого
давления на колеса и на их валы зависят от
обоих этих факторов. Особенно это важно
для конических передач. При правой спирали
зуба и вращении по часовой стрелке (если
смотреть со стороны большого основания веду-
щего 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
брана осевым давлением, зубья колес могут заклиниться
случае при тех же условиях зубья расходятся, и увеличивается боковой зазор.
Это хотя и нежелательно, однако не останавливает работы передачи. Поэтому
направление спирали зубьев конических колес рекомендуется выбирать
чтобы большее из двух осевое давление было
1. Вообще мга1п зави-
нарезание конического колеса; для
головкой (со вставными резцами),
\°г
о.
Фиг. 273.
в первом
случае она
и сломаться.
будет вы-
Во втором
таким,
направлено от вершины соответ-
ствующего колеса.
В случае реверсивной передачи направление спирали зубьев, очевидно, без-
различно, если передаваемые окружные уси ия при обоих направлениях враще-
ния одинаковы. При различных величинах этого усилия направление спирали со-
образуется с большей из них.
Угол [3 наклона зубьев (см. фиг. 273, линия АВ) может быть принят в известных
границах произвольным, если только он не определяется однозначно той моделью
станка, на котором будет производиться нарезание колеса. Обычно (3 < 35°.
С целью уменьшения осевых усилий применяют конические колеса с дуговыми
зубьями, у которых средний угол 3 = 0 (линия CD на фиг. 273). Как видно из
фигуры, такие зубья до некоторой степени аналогичны шевронным, поэтому осевое
давление приблизительно такое же, как в передаче коническими прямозубыми коле-
сами. Преимущество перед последними колесе [3 = 0— способность самоустанавли-
ваться при перекосе осей под нагрузкой. Так как эти колеса представляют частный
случай конических колес с круговым (дуговым) зубом, то для нарезания их спе-
циального станка не требуется.
5. Ширина b зубчатого венца цилиндрических колес обычно выбирается в пре-
делах b = (6-5-12) m для прямозубых и b < (20=25) тп для косозубых и шеврон-
272
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
ных колес. При надобности можно принимать и большие значения Ь; однако нужно
иметь в виду, что чем больше ширина зубчатого венца, тем труднее добиться не-
обходимой точности его обработки.
Для конических колес наибольшая степень полноты — отношение где/.—
конусное расстояние, т. е. длина образующей делительного конуса,—определяется кон-
струкцией зуборезного станка, а иногда и размерами инструмента. Например, для
некоторых моделей станков типа 523 или 527 ^ymax~g-, а отношение b к диаметру
фрезерной головки — не больше 1, иначе нарезание зубьев осложняется.
Е. Конструктивное оформление зубчатых передач станков
МОб-м?
^83-ап
Зубчатые колеса станков по своей форме могут быть весьма различными. Чаще
всего их делают цельными; только большие зубчатые колеса делают иногда состав-
ными, причем зубчатый венец изготовляется из м 1териала более высокого качества,
а центр колеса — из чугуна или простой углеродистой стали. Очень большие зубча-
тые венцы, например, в приводе стола тяжелых
карусельных станков, изготовляют нередко из 8 или
большего числа секторов, отлитых из стали. Малые
шестерни составляют иногда одно целое со своим
валиком; изредка встречаются и сравнительно боль-
шие зубчатые колеса, изготовленные заодно с валом,
если диаметр п< следнего близок к диаметру дели-
тельной окружности колеса.
Также и блоки зубчатых колес делаются как
цельными, так и составными; последнее бывает
необходимо в тех случаях, когда зубчатые венцы
блока должны быть нарезаны на зубофрезерном
станке и они расположены настолько близко друг
к Другу, что не остается .места для выхода фрезы
или, по аналогичной причине, если зубья всех колес
блока должны быть шлифованы.
Для того чтобы облегчить включение передвиж-
ных колес в сцепление с сопряженными им коле-
сами, зубья тех и других закругляют по всей вы-
а, как показано на фиг. 274. С другого (внешнего)
:а лишь немного закруглены. Такое закругление или
чаще скос (фаска) под углом 45° на высоте, меньшей модуля, очень часто делают
на всех зубчатых колесах (при обточке заготовки), чтобы предупредить выкраши-
вание острых углов зубьев.
Конструкция зубчатых колес и блоков, наиболее распространенные формы
которых показаны на фиг. 275 и 276, иногда несколько осложняется тем, что на
торце колеса должны быть расположены кулачки для сцепления с муфтой или дру-
гим колесом, во втулке должна быть помещена обгонная муфта (см. фиг. 490—494),
на втулке должно быть заклинено несколько других зубчатых колес, как эго часто
делается в ступенчатых конусах нортоновских коробок, и т. п. Передвижные ко-
леса и блоки часто имеют на втулке выточку под вилку переводного рычага.
Различные конструкции зубчатых колес и блоков показаны на фиг. 275, а — з
и 276, а — л (из таблицы, разработанной инж. Е. Г. Алексеевым, ЭНИМС), на
приведенных ниже развертках коробок скоростей и на фигурах гл. VII. Техно-
логический расчет по методу, разработанному канд. техн. наук. Л. А. Глейзером,
показывает, что по сравнению с плоскими зубчатыми колесами штампованные ко-
леса с необработанными выемками на торцах (фиг. 277) дают существенную эко-
номию на расходе металла и трудоемкости, причем несмотря на затраты на кивоч-
Фиг. 274.
соте с соответствующего тс
торца зубья колес этого б.
Зубчатые передачи
273
Фиг. 276.
16 Ачеркан Н. С. 565
274
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
ные штампы, конструкции по фиг. 277 выгодны также при небольших сериях. При
диаметре колес свыше 150 — 200 мм следует проектировать такие колеса, как
штампованные, даже при мелкосерийном производстве.
Для крепления зубчатых колес на валу применяют шпонки призматические или
сегментные, реже поперечные штифты (см. фиг. 275 и 276). При последнем спо-
Фиг. 278.
собе крепления необходимо несколько удлинить втулку колеса. Довольно распро-
странено также крепление неподвижных колес на шлицах.
В осевом направлении неподвижные зубчатые колеса фиксируются посредством
стопорных винтов, колец и втулок, гаек и тому подобных простейших средств.
Фиг. 279.
Фиг. 280.
Винты предохраняются от самоотвинчивания пружинными кольцами (фиг. 278).
С целью избежать сверления по месту, необходимого в случае фиксирования ко-
леса стопорным винтом (что особенно неудобно при поточном производстве стан-
Фш. 281.
ков), этот винт заменяют кольцом, разъемным по диаметральной плоское!и
(фиг. 279).
Передвижные колеса и блоки связываются с валом посредством шлицев или
призматических шпонок (см. фиг. 275 и 276). Для надежного направления этих
деталей число шпонок должно быть не меньше двух, а длина втулки колеса или
блока — не меньше 2d или по меньшей мере 1,5d, где d— диаметр вала.
Для разгрузки шпинделя (или другого вала), приводимого во вращение зубча-
тым колесом, от изгибающих усилий применяют конструкции, вполне аналогичные
тем, которыми пользуются для разгрузки шпинделей и валов при ременном при-
Зубчатые передачи
275
воде (см. фиг. 236—240). Например, в конструкции по фиг. 453 (стр. 439) зуб-
чатое колесо, ведущее фрезерный шпиндель, вращается в отдельных конических
роликоподшипниках и связано со шпинделем двумя диаметрально противополож-
ными шпонками.
Зубчатые колеса из пластмассы снабжают для закрепления на валу стальной
втулкой. Так как эти колеса, как правило, быстроходные (например, на валу электро-
двигателя), то передаваемый ими крутящий момент невелик, и достаточная связь
тела колеса со втулкой получается в силу трения между торцами колеса, фланцем
втулки и гайкой, навинчиваемой на другой конец втулки. Иногда для этого при-
меняют втулку с накаткой по поверхности (фиг. 280), которую запрессовывают
в тело колеса во время его изготовления. При малых крутящих моментах втулка
не обязательна.
Сменные зубчатые колеса закрепляют на концах соответствующих валов по-
средством шпонок или на шлицах (см. например, фиг. 307 и 308) и фиксируют
съемной шайбой'и гайкой или винтом. Надежное крепление зубчатых колес, ко-
торые приходится часто сменять, может быть достигнуто и без гаек при конструк-
циях по фиг. 281 (крепление колеса фасонной шайбой 7, надеваемой на квадрат
цапфы 3, и пружинкой 2) или фиг. 282 (крепление на шлицевой цапфе 2 устано-
вочным кольцом 7, которому не позволяет провертываться пружинный штифт-фи-
ксатор 3). Удобство таких конструкций заключается в том, что смена колес
не требует гаечного ключа или отвертки, и потому она может быть произведена
очень быстро.
Крепежных деталей, предохраняющих сменные колеса от осевого перемещения,
можно избежать, устраивая внутри крышки коробки сменных колес бобышки, упи-
рающиеся в торцы втулок колес, или т. п. (фиг. 283). В этом случае рекомен-
дуется либо несколько усложнить открывание крышки (например используя винты
с длинной резьбой!, либо применять предохранительные устройства, выключающие
двигатель при открывании этой крышки.
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 посадки
2-го класса точности от Т до Д. Для неподвижных колес пользуются обычно по-
„ А А £ g, .
садкой реже —, если колесо работает без ударов (колеса на шпинделях станков
для чистовой обработки). Передвижные колеса и блоки соединяются с валом по-
А А — А
садкой р или сменные колеса — обычно посадкой
С. Д V»
Венцы зубчатых колес, изготовленные отдельно от центра (диска с втулкой), соеди-
д
няют с ним чаще всего посадкой р-; иногда однако, применяют одну из более сво-
бодных посадок, до рр с целью облегчить замену изношенного венца. 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 ад профиля исходного контура; 5) номер сопря-
женного зубчатого колеса; 6) угол р наклона косых (винтовых) зубьев или средний
угол р спирали криволинейных зубьев для конических колес; 7) направление зубьев
(правовинтовые или левовинтовые); 8) для корригированных колес коэфициент $
смещения исходного контура. Все эти данные обязательны. Рекомендуется кроме
того, помещать в той же табличке: 9) коэфициент /0 высоты зуба; 10) зуборезный
инструмент (номер инструмента или его чертежа) и тип станка, на котором будет
нарезаться колесо. Наконец, должны быть даны также размеры для проверки
276
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
Jрубна "eijHti 9 щ 12 > 9-
Червячные передачи
277
толщины зуба путем измерения по постоянной хорде или по общей нормали, в за-
висимости 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 наборы сменных
колес цепей деления и обкатки и данные для установки инструмента.
§ 35. 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 токарных,
фрезерных и других станках-—для подачи супорта или стола, в сверлильных —
для подачи шпинделя) и круговых (например в токарных автоматах и полуавтома-
тах 1— для вращения распределительных валов, в полуавтоматах карусельного и
ротационного типов—для вращения карусели, в резьбофрезерных—для вращения
шпинделя изделия, в зубодолбежных — для вращения шпинделя долбяка).
Чрезвычайно распространено применение червячной передачи в делительных
механизмах, действующих периодически, как например, в делительных голов-
ках и аппаратах, или непрерывно, как в станках для нарезания зубчатых и чер-
вячных колес способом обкатки (огибания).
Падающие червяки в механизмах подачи представляют один из распро-
страненных в станках элементов устройств для ограничения длины хода (см. § 81Б).
Так как числа оборотов в минуту шпинделей чаще всего сравнительно высоки,
то в механизмах вращательного главного движения червячные пере-
дачи используются значительно реже, обычно—с целью сделать кинематическую
цепь главного движения возможно короткой. В этом отношении типичен привод
многих токарных многорезцовых полуавтоматов (например прежних моделей 173А
и 1Б73 завода „Красный пролетарий11, известных из общего курса станков). В-этих
машинах кинематическая цепь привода шпинделя состоит из ременной, 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. 284 (передняя бабка токарного много-
резцового полуавтомата) кинематическая цепь привода шпинделя (7—2—5—4—3—6)
образована именно таким образом.
В своих наиболее новых моделях некоторые станкозаводы отказались от такого
применения червячной передачи, заменив ее парой конических колес с криволи-
нейными зубьями (ср., например, привод шпинделя многорезцового станка мо-
дели 1730 на фиг. 270; такой же привод шпинделя — в многорезцовом станке
модели 1720). При должном качестве изготовления обе передачи в эксплоатацион-
ном отношении приблизительно равноценны. Червячная передача с успехом приме-
нена также в приводе стола очень тяжелых карусельных станков.
Передаточные отношения червячных пар, которые входят в кинематическую
цепь главного движения, как правило, значительно больше, нежели червячных пере-
дач 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 необхо-
димостью облегчить точную установку инструмента или обрабатываемого изделия
либо возможно равномерное непрерывное движение при ручном управлении.
278
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
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-
Фиг. 284.
шпиндельного токарного автомата модели 1261 входят две червячные передачи
4 2 1
20 ' 50 = 125’ в цепь пРивода барабана барабанно-фрезерного станка модели 602А —
11 1
две последовательные червячные передачи дъ • тли s Как видно из послед-
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 нх:
Червячные передачи
279
1) возможностью очень большой редукции скорости, т. е. очень малых пере-
даточных отношений (пведоМ. : пведущ.), 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 неко-
торых цепей станков, особенно для делительных цепей;
2) трудность осуществления передаточных отношений, ббльших примерно,
чем -i-(cM. стр. 281), так как это требует изготовления червяков с числом захо-
дов пять и больше;
3) необходимость применения бронзы для изготовления ответственных червяч-
ных колес.
Следует иу«ть 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 его осевое сечение — прямобочное с углом, равным профильному углу резца.
Для того чтобы избежать трудностей, связанных с нарезанием архимедовых червя-
ков с большим углом подъема витков (многозаходные червяки), некоторые станко-
заводы в подобных случаях изготовляют червяки конволютные с профилем, прямо-
бочным в нормальном к витку сечении. Выбор того или другого типа червяка
обусловлен технологическими факторами. При выборе типа червячной передачи
следует 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. 284). При правильном изготовлении обоих
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 зацеплении; меньшим весом и габаритами при одинаковых
передаваемых моментах. Однако точное изготовление глобоидной передачи пока еще
сложнее, чем элементов передачи с цилиндрическим червяком.
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 червяков 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
280
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
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 быть изготовлены из стали
и закалены до твердости Н$с = 56 -4- 62 или даже Н%с — 62-ю 66. Рабочие
поверхности витков должны быть после закалки отшлифованы и отполированы до
зеркального 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 Hgc = 56-:- 62, 40Х с закал-
кой до Нрс = 4^-ю 45, 40ХН с закалкой до Нцс = 45 -х- 50, 45 с закалкой
до /7д>сч?;40 или сырая сталь для неответственных тихоходных червяков, а также
червяков, вращаемых вручную. Некоторые станкозаводы делают червяки из сталей
типа 15 (цементуемая), 35 и 40. В тихоходных червячных передачах с коле-
сом из чугуна применяют иногда бронзовый червяк (например в токарно-лобовом
станке модели 1686А).
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 колеса делают из оловянистых
бронз типа 0Ф10-1 или 0Ф10 0,5 либо из вторичных оловянистых бронз ОЦС6-6-3
и ОЦС5-5-5 (для работы с сырым червяком), а менее ответственные колеса —
из безоловянистой бронзы. Нормаль станкостроения МТ31-2 рекомендует для венцов
червячных колес алюминиевожелсзистые бронзы марок БрАЖ9-4, БрАЖ8,6-2,9,
БрАЖЮ,2-3,3 и БрАЖ11,3-3,7 (первая цифра указывает среднее содержание
алюминия, вторая — железа в процентах). Твердость этих сплавов лежит в пределах
#в5доо,зо = 1Ю — 160. Все они требуют термической обработки сопряженного
стального червяка до Нрс 45, за исключением БрАЖ8,6-2,9, которая может
работать в паре также с сырым червяком. Заслуживает внимания также сурьмяно-
никелевая бронза состава: Sb = 7 — 8°/0, Ni = 1,5-ф 2,5°/0, остальное — медь
Произведенные в ЭНИМС сравнительные испытания червячных передач, в которых
колеса были изготовлены из этой безоловянистой бронзы и из бронзы 0Ф10-1,
показали, что при одних и тех же условиях работы износ червячного колеса
из 0Ф10-1 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 эксплоатационные качества
этой безоловянистой бронзы оказались лучшими, чем бронзы с содержанием
олова 10—11°/0.
В станкостроении применяют для изготовления ответственных червячных колес
также бронзы других типов, в частности никелевые с Ni до 4% и алюминиевые
с А1 = 7 -ф Ю° о, Мп, Fe, Si и другими элементами.
При окружных скоростях червяка ниже 1,5—2 м сек червячные колеса могут
быть выполнены из чугуна СЧ21-40 до СЧ15-32. Поэтому чугуном пользуются
нередко в качестве матер-иала 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 общих 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 ее возможность компенсации износа рабочих поверхностей зубьев
колеса и витков червяка и удобство замены сработавшихся деталей. Экономия
Червячные передачи
281
цветного металла может быть достигнута, если сконструировать червячное котесо
составным, из обода и центра (см., например, фиг. 284 и 289), или так, как пока-
зано на фиг. 285 (коробка привода зубофрезерного станка модели 5Б32): в форме
стального или чугунного^центрi с залитым ободом из бронзы.
Фиг. 285.
пй Я В
Г. Технические условия на червячные передачи станков
Ввиду того что ГОСТ на допуски червячных передач еще не установлен, при
назначении величин допускаемых отклонений для основных параметров червяка и
колеса и собранной передачи можно пользоваться „Временными нормами", уста-
новленными в 1940 г. Центральным бюро редукторостроения ЦНИИТМАШ для
червячных передач четырех классов точности.
Д. 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-
1вльности службы передачи и нр. (см. сводку формул в приложении 2, в конце
книги). При выборе передаточного отношения, числа заходов червяка и числа зубьев
колеса необходимо иногда принимать в расчет указанные ниже соображения, специ-
фические 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
1
червячной передачи значение и — —, где х — число, разлагающееся на множители
2, 3 и 5; поэтому, например, в делительных механизмах зуборезных станков очень
1 1111
распространены червячные передачи с отношениями g> -jg =
== 9Г3, ~ 2-ГУз 11 ' ПРИ этом передаточное отношение червячной пары
сообразуется с передаточным отношением остальной части кинематической цепи
таким образом, чтобы формула настройки 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.
282
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
Число Z, заходов червяка в передачах станков не превышает за единичными
исключениями значения z,n,ax = 8. При выборе zr следует иметь в виду техноло-
гические трудности, связанные с нарезанием архимедовых червяков с большим
углом подъема витков на станках некоторых типов.
Число г, зубьев червячного колеса желательно принимать не ниже при-
мерно Z2min = 24, так как иначе условия зацепления ухудшаются. В станках встре-
чаются, однако, и червячные передачи с г3 < 24; например в коробке передач
шестишпиндельного токарного автомата модели 1261 имеется червячная передача
4
с и = 2Q, а в передаче по фиг. 285 червячное колесо имеет 22 зуба.
Верхний предел z„ теоретически ничем не ограничен, практически же ограни-
чивается необходимым модулем и местом, располагаемым для помещения колеса,
поскольку' г, = ~^2, где m — модуль, a d()„— диаметр делительной окружности.
Значения z2 > 250 у червячных колес станков редки, но все же встречаются;
в большинстве конструкций z2 < 180—200.
Наряду со стандартным углом профиля исходного контура я,, = 20° в червячных пе-
редачах заграничных станков довольно распространены значения = 15 и 0^ = 30°;
угол = 30° особенно часто встречается в шпиндельных передачах американских
токарных многорезцовых станков. При проектировании не следует подражать
этому без достаточно убедительного обоснования; 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,
нередко значительно меньше величин, обычных в передачах других машин (90—110е ).
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; поэтом)’ если проектируемая передача
предназначается для серийного производства или для ответственного станка, она
должна быть проверена после сборки на стенде.
Е. 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 часто бу-
дет целесообразным для экономии цветны'
металлов сделать колесо составным — из чугун-
ного или стального диска со втулкой и скре-
пленного с ним тем или иным способом брон-
зового зубчатого венца. При серийном произ-
водстве так следует делать и небольшие чер-
вячные колеса (например на фиг. 285 диаметр
делительной окружности червячного колеса
z2 X ш == 2 2 X 6 мм).
Червяки 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.
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. 286 и 287
Червячные передачи
283
(коробка передач четырехшпиндельного сверлильно-отрезного автомата модели 148)
не требует пояснений. На фиг. 288, а и б показано червячное колесо передачи
в коробке скоростей зубошлифовального станка Мааг. Для компенсации износа
зубьев колеса оно сделано здесь составным с разъемом по плоскости, перпенди-
кулярной оси. Конструкция, изображенная на фиг. 289 (червячное колесо на рас-
пределительном валу токарного четырехшпиндельного автомата модели 123), пред-
ставляет пример колеса с насадным бронзовым ободом. Другие конструкции чер-
вячных передач различного назначения показаны на некоторых фигурах дальней-
ших глав.
На рабочем чертеже червяка помимо размеров (в их число входят осевой модуль,
число заходов, ход, угол профиля исходного контура, угол подъема витка на основ-
ном цилиндре, диаметр основного цилиндра) должны быть обозначены.тип червяка —
архимедов, эвольвентный и пр., направление винтовой линии витков, класс
точности, номер сопряженного колеса. Аналогично на чертеже червячного колеса
наряду с осевым модулем червяка и числом зубьев колеса указываются перечис-
ленные 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. 69).
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. 290, 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 7 в осевом направлении с целью устранения игры в зацеплении переме-
щают корпус б подшипников вместе с ними и с червяком. Это производится
посредством 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 б в установленном положении, фиксируя та-
ким образом положение червяка 7 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.
Погрешности делительных передач малых зуборезных станков для часового
производства и точного приборостроения можно компенсировать посредством кор-
ректирующего устройства, показанного на фиг. 291. Зазор между витками чер-
вяка 1 и зубьями колеса 9 выбирается здесь поворотом корпуса 3, снабженного
для этой цели эксцентричными цапфами. Осевая игра червяка устраняется подвин-
чиванием гайки 4. Ошибки шага червячного зацепления исправляются малыми
осевыми перемещениями червяка от кривой корректирующего диска 8 через дву-
плечий рычаг 6, короткое плечо которого упирается через шарик в колодку 5.
Эта колодка скреплена винтами 7 с гильзой 2, неизменно связанной в осевом
направлении с червяком. Корректирующая кривая строится на диске 8 совершенно
аналогично кривой корректирующей линейки ходового винта с той разницей, что
вместо ординат на базисной прямой здесь откладывают приращения — положитель-
ные или отрицательные—радиуса от базисной окружности.
Пригодность этого принципа корректирования для больших делительных пере-
дач, где можно ожидать сравнительно быстрого износа рабочих поверхностей
зубьев, опытом не проверена.
С целью обеспечения точности работы делительной чер'вячной передачи в тече-
ние возможно длительного времени иногда применяют в приводе две червячные
передачи. Одна передача, с более крупным шагом, ведет стол при наладке и чер-
284
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
У011Ф
Червячные передачи
285
Виа по стрелке в
Фиг. 289.
Фиг. 290.
286
Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках
новом нарезании зубьев, вторая передача, с меньшим шагом, — только при чисто-
вом нарезании. Толщина витков каждого червяка непостоянна: у верхнего червяка
она постепенно возрастает слева направо, у нижнего — справа налево. Это дости-
гается тем, что при изготовлении червяка правые и левые стороны его резьбы
нарезаются с неодинаковым шагом.
Оба червяка вращаются непрерывно и синхронно; однако в зацеплении со
своим колесом находится всегда только один из них благодаря тому, что оба чер-
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 постепенно возрастающей толщиной витка (так наз. 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, еще 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 отношение большим, примерно 0,85 (для наибольшего на-
резаемого колеса), трудно по конструктивным причинам; оно лежит обычно в пре-
делах от 0,60 до 0,80 или 0,85.
Для червячных передач применяют те же посадки, что и для зубчатых передач
аналогичного назначения и класса точности. На опоры червяка и червячного
колеса действуют как радиальные, так и осевые усилия. В зависимости от вели-
чины последних они либо воспринимаются отдельными упорными шарикоподшип-
никами, либо в опорах устанавливают такие подшипники, которые могут воспри-
нимать наряду с радиальными и осевые усилия, например радиально-упорные ша-
риковые или конические роликовые подшипники. Пригодность намечаемого реше-
ния проверяется расчетом опор. Конструкции опор и предъявляемые к ним тре-
бования подробнее рассматриваются в гл. IX.
Червячные передачи
287
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
1 . ГОСТ 586-41 —593-41. Цепи втулочно-роликовые и звездочки.
2. Нормаль Н46-21 ЭНИМС по расчету цепных передач, сост. Д. Н. Решетов и Г. А. Левит.
3. Цепные передачи, Энциклопедический справочник „Машиностроение", т. 2, Машгиз, 1948.
4. Глейзер Л. А., Опыт технологического расчета цилиндрических шестерен и передач,
„Вестник технической информации МСС“ № 7, 1947.
5. 3 а к П. С., Глобоидная передача, „Вестник машиностроения” № 5, 1947.
6. Корнилов К. А., Производство зубчатых колес, Машгиз, 1947.
7. Петру се вич А. И. и Сабуров М. 3., Обработка зубчатых колес и редукто-
ров, Машгиз, 1946.
8. П е т р у с е в и ч А. И., Зубчатые и червячные передачи, Энциклопедический спра-
вочник „Машиностроение”, т. 2, Машгиз, 1948.
9. Р е ш е т о в Д. Н., Расчет деталей станков, Машгиз, 1945.
1(1. Справочное руководство по зубчатым передачам и редукторам, под. ред. Н. А. Калаш-
никова и Б. А. Тайц, вып. 5, Машгиз, 1944, и вып. 2, Машгиз, 1946.
11. Чарнко Д. В., Технология поточного производства станков, Машгиз, 1946.
ГЛАВА VII
КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ И КОРОБКИ ПОДАЧ
§ 36. КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ СТАНКОВ
А. Общие положения. Эксплоатационные и технологические требования
к коробкам скоростей
Основными эксплоатационными характеристиками коробки скорое!ей 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 п1 = пт1п и п2 = ятах, или одно из них, например п1л и диапазон
регулирования оборотов; в) знаменатель <р 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. 50 и 54); 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 эксплоатации; з) трудоемкость и стоимость изготовления всей коробки.
Как было подробнее показано в § 14—16, одним и тем же значениям
п2 = n1-Rn и <р либо na, 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 эксплоатационных и технологических показателей этих конструкций.
К спроектированной коробке скоростей, встроенной либо оформленной в виде
редуктора, вынесенного в станину станка, должны быть предъявлены следующие
требования:
1. Эксплоатационные:
а) Значения предельных чисел пл и п2 оборотов и знаменателя должны
соответствовать поставленным исходным условиям, и ряд чисел оборотов должен
быть достаточно правилен, т. е. числа оборотов могут отклоняться от стандарт-
ных не более, чем это предусмотрено нормалью Н11-1 (стр. 37).
Для полного использования возможностей коробки скор стей 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 на фиг. 292
Коробки скоростей станков
289
изображена кинематическая схема коробки скоростей токарно-винторезного
станка 1Д63 (ДИП-30), а на фиг. 293 — отвечающий ей график чисел оборотов
Фиг. 292.
шпинделя. Структурная формула этой коробки имеет вид 2-3.2-2-1; между гем
число ступеней скорости шпинделя равно здесь не 2-3-2>2 = 24, а лишь 18,
вследствие того, что шесть средних ступеней скорости повторяются, т. е. могут
быть получены двумя различными комбинациями переключений (см. пунктирные
линии на графике). Эга „потеря" шести чисел оборотов здесь не случайна,
а обусловлена включением в коробку механизма увеличения шага с передаточными
19 Ачеркаи Н. С. 5£5
290
Коробки скоростей и коробки подач
отношениями 4:1 и 16:1, удобными для нарезания резьб большого шага (много-
заходные винты и червяки).
Получение 24 ступеней скорости шпинделя только путем изменения чисел
зубьев колес данной коробки, но без изменения конструкции, здесь затруднительно,
так как согласно изложенному на стр. 86 — 88 для группы из двух передач
между валами IV и V отношение
_______ ,^Р'. ' Pi • /<! _ | 26J ' 3 " “ _ Q4 _ | 0
umln
чрезмерно велико.
Управление коробкой станка 1Д63 сконструировано так, что блоки колес А
и В связаны между собой и могут занимать лишь три различных положения,
Фиг. 294.
указанного недостатка, если бы ввести в нее вместо одной передачи на шпиндель
две: одну понижающую, как в существующих станках ДИП, в том числе
и в модернизованном, и вторую с передаточным отношением 1 : 1 или повышающую.
В таком случае график оборотов принял бы форму по фиг. 294, и ни один из
валов коробки не вращался бы с числом оборотов более высоким, чем шпиндель.
Кроме того, в этом варианте число, валов на единицу меньше, чем в ко-
робках 1Д62М и 1Д63. Такое именно решение было принято в базовом токарно-
винторезном станке модели ИЖ-5Т с rti_is= 17,8—5—900 об/мин. Количество зуб-
чатых венцов в коробке скоростей этого станка на пять меньше, чем в коробке
станков ДИП (фиг. 295), что также является преимуществом данной конструкции.
Иногда полному использованию кинематических возможностей коробки ско-
ростей препятствуют другие причины, как, например, чрезмерно высокое число
оборотов одного из промежуточных валиков 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.
б) Прочность, жесткость и износостойкость элементов коробки, участвующих
в передаче крутящих моментов заготовке или инструменту, должны быть доста-
точны для полного использования станка при обеспечении точного и без вибраций
вращения шпинделя соответственно техническим условиям и нормальным срокам
службы коробки без ремонта.
Это требование удовлетворяется целесообразным выбором материалов, термо-
обработки, размеров и форм деталей коробки и должно быть проверено расчетом
валиков, подшипников, передач, муфт и некоторых деталей системы управления.
Коробки скоростей станков
291
Особенно важное значение имеет жесткость корпуса коробки. В большинстве
случаев корпус отливается из чугуна, имеет сложную форму и большое коли-
чество отверстий; поэтому он не поддается расчету, и необходимые сечения стенок,
ребер, перегородок, размеры приливов под опоры валиков и т. д. назначаются
на основе опыта и сопоставления со сходными выполненными конструкциями.
Передачу, ведущую шпиндель, желательно располагать возможно 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, хонинговальных, фрезерных станках с подвижной
пинолью. Для уменьшения деформаций изгиба 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. 296), иллюстрирующей влияние положения шестерни
ведущей шпиндельное колесо г2, на величину результирующей силы /?, действующей
на шпиндель 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 /?15 положению II — Р2
и т. д. Концы всех векторов Р лежат, очевидно, на окружности, описанной из
конца О1 вектора Р радиусом Q. Следовательно, наименьшая результирующая
сила Ps отвечает тому положению шестерни zlt при котором усилие Q направлено
от О] к оси О шпинделя. Линия действия Q образует с общей касательной
к начальным окружностям колес ij и г2 в точке их касания угол (а р),
где а — угол давления, а р — угол трения на зубьях. Отсюда следует, что при
наивыгоднейшем в отношении величины Р положении шестерни z± ее центр должен
лежать на прямой ОК', повернутой на угол 90° — (а + р) относительно Р
в направлении вращения шпиндельного колеса (положение III 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 и Qs направлены
противоположно. При симметричном положении IV шестерни zt силы Р и Q4
параллельны и направлены в одну сторону; следовательно, давление на переднюю
292
Коробки скоростей и коробки подач
опору шпинделя — наибольшее, но прогиб его переднего конца меньше, чем
в предыдущем случае.
При разработке свертки коробки скоростей и окончательном размещении
ее валов нужно по возможности учитывать приведенные соображения.
Отчасти по аналогичной причине в передаче к круглому столу больших станков
широко применяют внутреннее зацепление вместо наружного. Достигаемый этим
эффект поясняется фиг. 297, на которой построено результирующее усилие А',
действующее на шпиндель колесо токарного станка при обычной передаче к
столу (фиг. 297, слева) и при передаче с внутренним зацеплением (фиг. 297, справа),
примененной в этом станке. Значительное уменьшение давления на опору шпин-
деля, достигаемое благодаря переходу к передаче с внутренним зацеплением, видно
из фиг. 298 (кривая 1—для наружного, кривая 2—
для внутреннего зацепления; по оси абсцисс— I I"
диаметр обтачиваемого колеса; обе кривые построены «ж?----------J—|
для одинаковой мощности резания — 25 л. с). I И
Фиг.. 297.
Фиг. 298.
О числе зубчатых колес на шпинделе см. стр. 379.
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.
г) К. п. д. коробки скоростей, через которую передается, как правило, не
менее 80—90°/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 вхолостую втулок
и хорошей смазкой трущихся поверхностей, но зависит 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. 57—58).
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 электродвигателе:»!
(многоскоростным). Иначе к. п. д. привода скоростного станка может оказаться
очень низким.
Коробки скоростей станков
293
д) Передачи коробки должны работать плавно и по 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. Это
требование учитывается при конструировании коробки устройством контрольных
стекол из прозрачной небьющейся пластмассы, крышек из такого же материала
или из легкого сплава для облегчения подъема и т. д. Внутри коробки скоростей
некоторых современных станков горит во время работы электролампочка, осве-
щающая ее механизмы; сверху коробка имеет крышку из прозрачной пластмассы,
благодаря чему легко наблюдать за работой передач коробки, смазкой и пр. Если
коробка смазывается под давлением, то иногда к прозрачной крышке подводится
специальный отросток маслопровода; прекращение струи масла из него, легко за-
мечаемое рабочим, сигнализирует о неисправности в работе смазочной системы ко-
робки.
Замена быстро изнашивающихся деталей коробки, а также ремней, если они
имеются внутри нее, должна требовать лишь минимальной разборки.
ж) Корпус коробки скоростей должен быть уплотнен так, чтобы вытекание из
него масла и попадание внутрь его грязи, абразива, смазочно-охлаждающей жид-
кости и т. п. были исключены. Это достигается соответствующей конструкцией
уплотнений мест выхода из корпуса валов, применением отражателей, а также
и тщательной пригонкой стыков крышек, закрывающих отверстия, с корпусом.
С той же целью вдоль стыка крышки с корпусом в горизонтальной плоскости
делают иногда канавку, в которой собирается масло, разбрызгивающееся из ко-
робки. 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 помещается 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. 275 и фиг. 281 и 282).
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 скоро-
стей шпинделя может быть сделано меньшим числа прямых скоростей (см. например
схему коробки станка модели 1Д63, фиг. 292, с 18 прямыми и девятью 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 ха-
*
Фиг. 299.
Шестерня, Мущак
колесо кулисы
Коробки скоростей
станков
295
рактеризуется в значительной степени (но не только) количеством валиков, зуб-
чатых колес, муфг, подшипников скольжения и деталей систем управления и
смазки.
Фиг. 300.
б) Формы деталей коробки скоростей должны допускать удобную механическую
обработку их. Наиболее сложной ио форме и трудоемкой частью коробки является
ее корпус: к расположению его отверстий относительно базовых поверхностей,
к расстояниям между осями этих отверстий, к параллельности осей и т. д. предъ-
являются высокие требования. Поэтому желательно, чтобы число таких отверстий
корпуса, которые необходимо расточить и затем развернуть или шлифовать, было
возможно малым.
296
Коробки скоростей и коробки подач
С этой целью подшипники валов коробки иногда монтируют не непосред-
ственно в отверстиях корпуса, а во фланцевых втулках, которые вставлены в эти
отверстия с большим диаметральным зазором и крепятся к корпусу винтами, как
Для примера показано на фиг. 299, изображающей развертку коробки скоростей
Фиг. 301.
поперечно-строгального станка отечественной конструкции. Положение каждой из
трех фланцевых втулок, несущих втулочные подшипники трех валиков коробк/,
фиксировано здесь двумя контрольными штифтами. Такое конструктивное решение
делает излишней точную обработку отверстий под опоры в корпусе коробки, од-
нако 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 кор-
пус на 180° (расточка „елкой"). Это не обязательно, если станок — единичного
или мелкосерийного производства, и поэтому отверстия корпуса коробки обраба-
тываются на универсальном горизонтально-расточном станке с поворотным столом,
или если масштаб производства оправдывает применение специального агрегатно! о
станка с головками для растачивания корпуса с обеих сторон.
Коробки скоростей станков
297
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
творения указанных технологических
вольверного станка модели 1А36,
произведенная отечественным стан-
козаводом. На фиг. 300 пока-
зана коробка скоростей станка мо-
дели 1А36, на фиг. 301 — коробка
этого же станка, но модернизо-
ванного (модели 1М36). Как видно
из сравнения обеих конструкций,
корпус модернизованной коробки
скоростей не имеет внутренних под-
резок, диаметры соосных отверстий
уменьшаются в одну сторону. Бла-
годаря тому, что механизм коробки
несколько перекомпонован, а при-
лив на ее задней стенке для под-
шипника приводного вала заменен
привертной втулкой, передняя и зад-
няя стенки корпуса плоские и до-
пускают сквозную обработку.
Уменьшению трудоемкости ко-
робки скоростей способствуют так-
же, применение стандартных элемен-
тов и сокращение количества типо-
размеров применяемых в ней норма-
лей, ограничение числа различных
посадок, модулей колес, приспо-
собление конфигурации больших зуб-
коробки скоростей в направлении удовле-
требований представляет модернизация рс-
чатых колес для штамповки и
тому подобные мероприятия.
в) Целесообразно по возможности широко унифицировать отдельные подузлы
(комплекты) проектируемой коробки с соответствующими подузлами моделей, ра-
нее выполненных на том же заводе. Это должно быть учтено уже в стадии раз-
работки кинематической схемы коробки.
г) Конструкция коробки скоростей должна обеспечивать простоту сборки ее
при минимальном объеме пригоночных работ, что в особенности важно при по-
точном производстве станков. Сборка значительно упрощается, если коробка сде-
лана отъемной, т. е. сконструирована так, что ее можно собрать в виде отдель-
ного узла и в собранном виде привернуть к станине, стойке и т. д. Пример по-
добного решения представлен на фиг. 302, изображающей четырехскоростную
коробку скоростей долбежного станка модели 741 (до его модернизации; в модер-
низованной модели 741М коробка скоростей отсутствует, так как станок приво-
дится четырехскоростным электродвигателем).
Упрощение сборки самой коробки может быть достигнуто целесообразным
применением в ней компенсаторов.
Б. Технические условия
Технические условия на элементы коробок скоростей — валы, подшипники, пе-
редачи и пр.—указаны в соответствующих параграфах. Ниже приводятся поэтому
лишь технические условия на корпусы коробок скоростей.
298 Коробки скоростей и коробки подач
В большинстве случаев корпус отлипают из чугуна: вследствие сложности формы
этой детали изготовление ее сваркой технически и экономически обычно не оправ-
дывается. Корпусы коробок скоростей высокоточных станков, а также шпиндель-
ные блоки многошпиндельных автоматов отливают обычно из чугуна ‘2-го класса
(см. табл. 5). Если корпус составляет одно целое со станиной, то класс чугуна
определяе'.ся требованиями, предъявляемыми к направляющим станины.
Материалом для корпуса коробки скоростей служат иногда также модифици-
рованные чугуны, сталистый чугун, легированные чугуны различных марок; разно-
образие выбора в этом отношении — такое же, как в отношении станин.
В некоторых высокоточных станках (например координатно-шлифовальных)
корпус шпиндельной бабки, заключающий коробку скоростей, отливают из сплава
инвар (Ni = 36о/0, Fe — 63,5о/о), у которого коэфициент теплового расширения
равен 1,6-10— 6, т. е. в 6,5 раз меньше, чем у обычных чугунов, с целью устра-
нить влияние температурных деформаций бабки на точность работы станка.
Сложность формы корпуса ко'робки скоростей, стенки которого часто ослаб-
лены рядом отверстий и окнами, переходы от сравнительно крупных сечений
к более тонким стенкам (таких переходов не всегда удается избежать, хотя они
крайне нежелательны), необходимость снятия припусков на многих местах корпуса
во время его механической обработки заставляют прибегать к медленному охла-
ждению в опоке, естественному или искусственному старению отливки по тем же
соображениям, которыми руководствуются, подвергая старению литые станины
(стр. 132). Режим этого процесса должен быть установлен в каждом отдельном
случае опытным путем. Чем ажурнее корпус коробки, тем более он склонен к де-
формациям, вызываемым остаточными внутренними напряжениями, и тем поэтому
обязательнее 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
подшипников коробки, во-вторых, с теми требованиями, которые предъявляются
к точности и к степени чистоты поверхности изделий, обработанных на
станке, г
Отсюда следует, что для отверстий под опоры параллельных валиков, связан-
ных зубчатыми передачами, на чертеже корпуса должны быть указаны предель-
ные отклонения для: а) расстояния между осями отверстий и б) параллель-
ности 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
правильного угла между осями. Если валики связаны зубчатой винтовой, гипоид-
ной или червячной передачей, т. е. оси их скрещиваются, то для отверстий кор-
пуса под опоры этих валиков должны быть указаны на чертеже предельные от-
клонения для: а) кратчайшего расстояния между осями и б) угла между осями
(угла скрещения).
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 Eg—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 о г
перпендикулярности должно быть обозначено на чертеже; для опорных торцев
оно ограничивается обычно 0,01—0,03 мм на 100 мм радиуса. В остальных
Коробки скоростей, станков
299
случаях 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 пере-
дачей цилиндрическими зубчатыми колесами, зависят не только от этого расстоя-
ния, но 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 ЭНИМС. На рабочем чертеже корпуса эти отклонения
должны быть указаны, как обычно, рядом с соответствующим размером, а где
это невозможно — отдельными надписями. На рабочем чертеже корпуса должно
быть дано достаточное число видов и разрезов (см., например, фиг. 303, чертеж
корпуса шпиндельной бабки станка модели 2953).
ЗОЭ
Коробки скоростей и коробки подач
§ 37. ТИПЫ КОРОБОК СКОРОСТЕЙ
Большое разнообразие типо-размеров современных металлорежущих станков
обусловило и соответственное разнообразие типов конструкции их коробок скоростей,
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 станину 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
Сменные Реверс. Перебор
Фиг. 304.
перебор. Устройство для реверсирования шпинделя может находиться либо в редук-
торе, либо в шпиндельной бабке, если только для этой цели не используется
электродвигатель привода (см. § 73).
Типичный пример такого станка с разделенным приводом представлен
на фиг. 304, схематически изображающей токарно-винторезный станок типа, одина-
кового со станком модели 1618 Р. Как видно из этой схемы, расположенный
в левой ножке редуктор на шесть ступеней скорости передает вращение широким
плоским ремнем шкиву шпиндельной бабки, соосному со шпинделем, но враща-
ющемуся 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, ско-
рости (см. стр. 63, 244 и фиг. 236 и 237). Таким образом механизм 12 скоростей
шпинделя разделен здесь на две части—редуктор, дающий шесть ступеней, и рас-
положенный в шпиндельной бабке перебор, удваивающий это число. Направление
вращения шпинделя изменяется здесь реверсированием приводного двигателя.
Типы коробок скоростей
301
Другой пример станка с коробкой скоростей, вынесенной в низ станины, при-
веден на фиг. 305, представляющей схему привода одношпиндельного токарно-
револьверного автомата модели 1136. Вращение сообщается здесь шпинделю одной
из цепных передач — или —”. Так как ведущие звездочки и д., сидят на валах
гл
коробки скоростей, вращающихся, как это видно из схемы, в противоположных
направлениях, то также и звездочки д8 и д12 вращаются в противоположные
стороны, т. е. переключение двухсторонней фрикционной муфты В в шпиндельной
бабке изменяет лишь направление вращения шпинделя, не изменяя его числа обо-
ротов. Переключение такой же муфты А в нижнем механизме изменяет, напротив
лишь числа оборотов обеих звез-
дочек zs и д12; направления вра-
щения их остаются при этом не-
изменными.
Таким образом в данном слу-
чае нижний механизм, вынесенный
из шпиндельной бабки, выполняет
функции коробки скоростей. Ме-
ханизм в шпиндельной бабке —
реверсирующий; вместе с тем он
играет роль перебора, не являясь
однако, таковым в полной мере,
поскольку изменение при его
помощи числа оборотов шпин-
деля лишь сопутствует ревер-
сированию последнего в соответ-
ствии с производимой операцией.
В этом существенное отличие
данного устройства от описан-
ного выше (фиг. 304), встречаю-
!2 В В
Фиг. 305.
щегося значительно чаще.
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. 304, т. е. таким
образом, что основная часть коробки скоростей вынесена в станину, а в шпиндель-
ной 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 отразиться
на точности вращения шпинделя. В ряде случаев такое конструктивное решение
представляет и те удобства, что: а) создаются более благоприятные условия для
увеличения диаметра шпинделя и отверстия в нем, для повышения жесткости шпин-
деля и его опор; б) имеется больше места для размещения механизмов коробки;
в) шпиндельная бабка получается более компактной; г) облегчается монтаж редук-
тора, 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 скорости,
шкив должен быть сделан широким; следовательно, расстояние между подшипни-
ками 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 шпин-
302 Коробки скоростей и коробки подач
деля, что неудобно и нежелательно (разрегулировка шпинделя); поэтому подгото-
вленный к склейке ремень приходится заводить вокруг шкива в шпиндельную бабку,
стягивать струбцинкой и затем склеивать на месте. Такие же неудобства связаны
с заменой лопнувшего ремня; чтобы сделать надобность в этой операции воз-
можно редкой, ширину ремня обычно берут с большим запасом. Так как размеще-
ние натяжных роликов и тому подобных устройств внутри шпиндельной бабки
затруднительно, то весь редуктор часто подвешивают на оси, около которой его
можно поворачивать, подтягивая таким образом ремень. В конструкции по фиг. 246
(стр. 247) для этой цели предусмотрен винт 9, положение которого фиксируется
двумя гайками. Возможно и иное решение, при котором редуктор 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. Наиболее серьезные недостатки были бы устранены
при консольном расположении приводного шкива; однако оно 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 слу-
чае на основании учета всех указанных особенностей обеих конструкций и сопоста-
вления 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 много-
скоростного электродвигателя.
Коробки первого типа, заключающие одни лишь постоянные передачи и осуще-
ствляющие поэтому неизменный ряд передаточных отношений, характерны для
весьма многих станков общего назначения — токарных, сверлильных, фрезерных,
строгальных и др. Примеры подобных коробок приведены на дальнейших фигурах.
Для этих станков, которые в современном машиностроении должны использоваться,
как правило, лишь для производства единичных изделий или в ремонтных 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,
пггара сменных колес для точной настройки скорости резания целесообразна. Пример
такого правильного решения представлен на фиг. 306, 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 Z = 82). Как
видно из схемы, привод получился благодаря этому чрезвычайно простым. Сле-
дует заметить, что в подобных случаях, когда речь идет о тяжелом станке, ко-
робке скоростей и гитаре сменных колес нередко предпочитают тонко регу-
лируемый или бесступенчатый электрический привод.
Второе решение —настройка скорости резания посредством одних лишь сменных
колес — целесообразно для станков, предназначенных для обработки больших
серий одинаковых изделий. Для таких станков доля времени перенастройки меха-
Типы коробок скоростей.
303
304
Коробки скоростей и коробки подач
Фиг. 309.
Типы коробок скоростей
305
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 устано-
вить наивыгоднейшую скорость резания. Поэтому указанное решение, при котором
коробка скоростей существует лишь в форме однопарной или двухпарной гитары
или двух однопарных гитар сменных колес, широко применяется в специальных
станках и в универсальных автоматах и полуавтоматах для крупносерийного и
массового производства, как это иллюстрируют следующие примеры.
Фиг. 310.
На фиг. 307 изображена шпиндельная бабка станка модели 2953 для глубокого
сверления. От приводного шкива вращение передается здесь шпинделю через
постоянную зубчатую передачу и пару сменных зубчатых колес причем ве-
домое сменное колесо насаживается на конец шпинделя непосредственно у его
задней опоры.
В приводе шпинделя резьбонарезного станка по фиг. 308 применено еще более
простое конструктивное решение — без постоянных зубчатых колес.
Также и во многих токарных, фрезерных, сверлильных, зуборезных полуавто-
матах настройка скорости резания производится при помощи однопарной гитары
сменных колес. Очень широко используется этот способ настройки в главном при-
воде многорезцовых токарных станков, например моделей 31-173А, 1730, 1720
(см. фиг. 270, ведомое колесо Ь).
20 Ачеркан Н. С. 565
306
Коробки скоростей и коробки подач
Реже применяются для этой цели двухпарные гитары. Для примера на фиг. ЗС9
приведена коробка скоростей вертикального одношпиндельного алмазно-расточного
полуавтомата модели 269 (сменные передачи • Другой пример — на
фиг. 310, изображающей коробку скоростей токарного операционного станка с на-
стройкой скорости шпинделя посредством двух однопарных гитар.
Достоинство рассмотренного конструктивного решения — его большая простота,
основной недостаток — сравнительная ограниченность диапазона регулирования ско-
ростей при однопарной гитаре: если применять для зубчатой передачи предельные
1 4 5
передаточные отношения и »-у, этот диапазон20. Для авто-
фиг. 311.
матов и полуавтоматов такой диапазон скоростей шпинделя обычно вполне доста-
точен. Двухпарная гитара позволяет получить значительно большие диапазоны регу-
лирования.
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, пользуясь для
изменения чисел оборотов шпинделя переключением лишь постоянных передач
коробки. В то же время имеется возможность смещать весь ряд оборотов 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 скорости резания,
если размер серии и машинное время на одну заготовку экономически оправдывают
смену колес гитары. Поэтому указанное решение особенно распространено в станках
для мелко- и среднесерийного производств, однако иногда применяется также в
Типы коробок скоростей
307
станках для крупносерийного и массового производств; наличие коробки с посто-
янными передачами в таких станках представляет то удобство, что если в партии
попадаются отдельные заготовки из материала с пониженной обрабатываемостью,
нет недобности перенастраивать из-за них гитару.
Эта же комбинация механизмов, но с более сложной постоянной коробкой,,
используе1ся 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
Фиг. 312.
скоростей которого дает при постоянной настройке однопарной гитары 12 ступеней
скорости шпинделя. Аналогичный в отношении диапазона работы германский ради-
ально-сверлильный станок фирмы Кольб имеет коробку на 36 скоростей шпинделя,
состоящую из одних лишь постоянных колес, что привело к очень сложной и гро-
моздкой конструкции коробки. При этом вследствие отсутствия гитары сменных
колес станок Кольб не может быть приспособлен для серийного производства так
легко, как станок модели 2А56.
Примеры коробок скоростей с переключением постоянных передач и сменными
колесами приведены на фиг. 311 (передняя бабка многорезцового токарного станка
модели 16-171) и на фиг. 312 (коробка скоростей продольно-фрезерного станка
модели 636).
Эксплоатационные преимущества последнего решения сравнительно с предыду-
щим сказываются в особенности при недостаточном постоянстве обрабатываемости
материала в одной и той же партии изделий.
308
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 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 п. 1 и 3.
1. Преимущества первого способа переключений наглядно уясняются из сравне-
ния двух коробок скоростей, показанных на фиг. 299 и 302. Обе они совершенно
тождественны по структуре, содержат одинаковые количества зубчатых колес
п 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. 299 при всех переключениях в зацеплении
находятся все зубчатые колеса, а передают крутящий момент лишь две пары их,
в коробке с передвижными блоками по фиг. 302 все колеса, которые не участвуют
в передаче движения и усилий, выведены из зацепления. Благодаря этому колеса
этой коробки будут изнашиваться при прочих одинаковых условиях медленнее колес
коробки по фиг. 299; 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. 299 должны быть профрезерованы кулачки. Система управления в обоих слу-
чаях может быть сделана одинаковой. Одинаковы также при прочих одинаковых
условиях габариты обеих коробок. При применении кулачных или зубчатых муфт
возможности переключения скоростей на ходу 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 блоками
колес пользуются в настоящее время наибольшим распространением в станках всех
типов, в которых вообще уместно применять коробки скоростей с постоянными
передачами. Примеры выполненных конструкций приведены на фиг. 313 и даль-
нейших.
На фиг. 313, а и б представлена передняя бабка токарно-винторезного станка
модели 1Д62М. По кинематической схеме она очень сходна с передней бабкой
станка 1Д63 (см. фиг. 292) и дает такое же число ступеней скорости шпинделя.
Структурная формула коробки 24=2-3-2-2-1, как видно из графика чисел
оборотов фиг. 293 (шесть ступеней скорости перекрываются); соответственно ей
все переключения скоростей производятся 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. 314, а график чисел оборотов шпинделя — на фиг. 315,
переключения производятся аналогичным способом. Структурная формула коробки
8 == 1 . 2 • 2-1 -2 • 1; поэтому она должна содержать три двойных блока колес.
Фиг. 313 а.
поДД noEt
по б б
фиг. 313 6.
Типы коробок скоростей
СП
310
Коробки скоростей и коробки подач
Один из них, перемещаемый на валу IV, сделан цельным (г X m = 48 X 5, 34X5).
Два других блока конструктивно оформлены в виде двух отдельных передвижных
колес каждый: 27X5 и 21X5 на валу II, 52 X 6 и 20 X 6 на валу V. Управле-
ние каждой парой этих колес сблокировано таким образом, что одновременное вклю-
чение обоих колес одного вала невозможно.
На фиг. 316 представлена коробка скоростей бесконсольного вертикально-фре-
зерного станка модели 6Д16 с передвижными двойными блоками зубчатых ко-
лес.
Коробка скоростей по фиг. 317, а и б координатно-расточного станка
одного из отечественных заводов дает 9 = 3.3 ступеней скорости (фиг. 318). Все
переключения получаются здесь перемещением всего лишь двух зубчатых колес
z%m = 46X2 вдоль валов I и III. Четыре остальных колеса сидят на этих валах
8=2-2-2 (1-2-2-1-2-1); tp-158
Фиг. 315.
- 1 вхолостую и связываются с
ними при сцеплении их с со-
ответствующим колесом 46X2.
для чего все зубча гые колеса
валов I и 111 имеют торцевые
кулачки. Колеса 46X2 рабо-
тают, следовательно, либо как
зубчатые колеса, либо как ку-
- 77 лачные муфты. Четыре осталь-
ных колеса валов I и III
всегда находятся в зацеплении
с сопряженными колесами ва-
ла 11. Таким образом здесь
™ в значительной оепени те-
- 17 ,
ряются преимущества коробок
скоростей без муфт, и по
- 711(1;iniHppfiA своей конструкции данная ко-
робка 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
на валах I и III 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 „узкой" конструкции тройных блоков и одном связанном
колесе z — 46 длина среднею вала, а отсюда и всей коробки между опорами
должна была бы быть не меньше 137?, где b — ширина колеса (фиг. 319). Между
тем при принятом решении этот размер составляет лишь около 10/?.
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
применяются в коробках скоростей и подач много реже двух- и трехвенцовых; они
еще менее удобны в указанном отношении, чем последние (см., например, фиг. 320).
Преимущество цельного четырехвенцового блока перед двумя двойными блоками —
более простое управление — оправдывает его применение в тех случаях, когда
обусловленное им увеличение длины коробки не имеет значения.
При использовании в коробке шевронных или червячных передач между валами
переключение скоростей посредством передвижных колес или блоков становится,
очевидно, невозможным. Для косозубых передач такой способ переключения хотя
и возможен, но значительно осложняет изготовление валиков, которые должны
иметь винтовые („спиральные") шлицы, обработанные с очень высокой точностью'.
Типы коробок скоростей
311
312
Коробки скоростей и коробки, подач
передвижение блока вдоль такого валика труднее, чем, по валику с прямыми шли-
цами. Поэтому д: я переключения скоростей в коробках с косозубыми или шеврон-
ными передачами служат сцепные муфты
(см. ниже, п. 3).
2. Второй из указанных выше (стр. 308)
способов, при котором переключения
производятся посредством зубчатого ко-
леса, перемещаемого вдоль валика и затем
поворачиваемо-о вокруг него до сцепле-
ния с соответствующим колесим ступениа-
Ф ,г. 319.
Фиг. 318.
того коч'-са, используется в настоящее время в нортоновских коробках подач
(стр. 334). В коробках скоростей современных станков такой способ переключений
Фиг. 320.
встречается лишь в немногих моделях, например в некоторых болторезных стан-
ках фирмы Лэндис (США), в зубострогальном станке фирмы Эрликон (Швейцария)
для конических колес, в револьверном станке фирмы Мелцикен (Швейцария). Редкое
применение этого способа переключений в коробках скоростей обь.сняется непри-
Типы коробок, скоростей
313
годностью механизмов типа Нортона для передачи вращения при тех высоких числах
оборотов и тех величинах крутящего момента, которые обычны для шпинделей
современных станков не очень малых размеров. Распространенный способ фикси-
рования накидного колеса или блока нортоновской каретки при помощи пружин-
ного штифта для быстроходных передач ненадежен, и всегда имеется опасность
либо самовыключения, либо затягивания накидною колеса между ведущим и ведо-
Фиг. 322.
мым валами в зависимости от направления их вращения; в последнем случае серьез-
ная авария коробки неизбежна. Дру1ие недостатки коробок этого типа, препят-
ствующие применению их в качестве коробок скоростей, подробнее указаны на
стр. 337. »-
3. По причинам, упомянутым выше, в п. 1, коробки скоростей, в которых
переключения производятся с помощью сцепных муфт, распространены значительно
менее коробок скоростей с пере-
движными колесами и блоками. Мно-
гие заводы, выпускавшие прежде станки
с коробками скоростей первого типа,
впоследствии перешли к изготовлению
тех же моделей с коробками с пере-
движными зубчатыми колесами.
Применение муфт в коробках ско-
ростей для переключения их необхо-
димо или целесообразно в следующих
случаях:
а) В коробках с косозубыми, шев-
ронными (см. фиг. 267) или червячными
передачами. В качестве примера можно
привести коробку скоростей токарно-
винторезною станка модели 26-162К.
Кинематическая схема коробки изобра-
жена на фиг. 321, график чисел обо-
ротов— на фиг. 322. Все передачи
коробки — косозубые, и восемь ступе-
ней скорости шпинделя получаются пе-
реключениями трех двухсторонних зубчатых муфт; соответствующие колеса коробки
снабжены для этого узкими прямозубыми венцами. Очевидно, что вместо зубча-
тых здесь можно было бы применить муфты любого другого типа.
Другой пример приведен на фиг. 323 (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 с ним перемещением кулачной муфты
вправо или влево. Структурная формула коробки 12 = 2-3-2 (если не считать посто-
20 565
Фиг. 323.
314
Коробки скоростей и коробки подач
янных 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 находиться 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 двух-
сторонней фрикционной муфты сопровождается притормаживанием коробки посред-
ством 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,
о
Фиг. 324.
г) Для включения и выключения зубчатого перебора, все колеса которого нахо-
дятся в постоянном зацеплении, как это нередко встречается в коробках скоростей
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 § 54.
4. Если коробка скоростей заключает планетарные передачи, то затормаживая
различные зубчатые колеса их, можно получать различные передаточные отношения
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. 324.
Вал / — ведущий и связан с валом электродвигателя муфтой или какой-либо
передачей. Вал II— ведомый; если коробка монтируется в станок как редуктор,
то на конце вала II может быть заклинен, например, шкив, как показано на фигура
справа.
Коробка содержит две планетарные передачи с внутренним зацеплением, с стоя-
щие из колес I—2—3 и 4—5—6. Каждая из этих передач управляется двумя
кольцевыми электромагнитами (Л, В и С, D), из которых один (/_> и С') жестко
скреплен с неподвижным корпусом коробки, а второй (А и Di вращается вместе
с ведущим, соответственно с ведомым валом. Электромагнит А скреп.шн, кроме
Типы коробок скоростей
315
того с центральным колесом <3 левой планетарной передачи, электромагнит D—
с водилом, несущим оси сателлитов 5 правой передачи.
Между электромагнитами А и В, С и D помещены дисковые якори 2И и Л7;
первый из нах связан с наружным зубчатым колесом 1 левой планетарной пере-
дачи, второй — с центральным колесом 6 правой передачи. Водило Q левой пере-
дачи скреплено болтами с зубчатым колесом 4 правой.
При постоянной скорости ведущего вала I можно получить четыре различные
скорости ведомого вала II, подводя ток к одному из правых и к одному из левых
электромагнитов, тогда как два остальных электромагнита обесточены.
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
__ Д1
«1 —«в, “ ’
где пщ — число оборотов левого водила (Q), или так как пв\—п^ и л3 = л7, то
для правой планетарной передачи
— пв,, _ De
~~~
и в виду того, ЧТО пвг = Пц ,
«4 —»11 ________21
- Ц[| — •
(37.2)
Четыре ступени скорости вала II получаются следующим образом:
1. Включены электромагниты В и С. Следовательно, заторможены якорь М
с зубчатым колесом 1 и якорь N с колесом 6, т. е. /г1 = 0 и п6 = 0. Из формул
(37.1) и (37.2) при этом получается
откуда
(37.3)
и
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 А/, связанный с зубчатым колесом 6, это колесо вра-
щается синхронно с водилом сателлитов 5, т. е. вся передача вращается как одно
целое. Поэтому п4 = п.// и из формулы (37.1) при т^—0 и = получается
"т - "п = _ _ Ол_
£*3 ’ n,j D3
(37.4)
3. Включены электромагниты А и С. Правая передача работает, как в первом
случае, левая — как одно целое с валом 7, т. е. л6 = 0, = Из формулы (37.2)
следует при этом:
п, ов
--------- =------- и ----- = 14- .---
(37.5)
316
Коробки скоростей и коробки подач
Фиг. 325.
Типы коробок скоростей
317
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
пт
болтами, то валы 1 и II вращаются с одинаковой угловой скоростью: —— 1.
пп
Таким образом коробка дает четыре различных передаточных отношения iv
iv h, Ч, причем:
Поскольку в коробке по схеме фиг. 324 Z)G < и ZD1>ZDS, то отсюда следует,
что ф3 — 1>1, т. е. должно быть ср >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
318
Коробки скоростей и коробки подач
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 40 до 80 в/п 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
пока 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. 325 и 326 — коробка скоростей и график чисел
оборотов шпинделя копировально-фрезерного полуавтомата системы Соколова, мо-
дели 6441А, конструкция лауреатов Сталинской премии Т. Н. Соколова и И. А. Дру-
жинского). Поэтому до окончательного выбора схемы и типа коробки скоростей
следует тщательно взвесить варианты с такими двигателями. Равным образом
должны быть учтены возможности применения какого-либо бесступенчатого редук-
тора 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. 327
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 кортТус). На фиг. 328, а — д изображены различные
способы крепления корпуса коробки скоростей к станине станка. Обе последние
иемы разработаны в ЭНИМС Е. Г. Алексеевым.
Корпус коробки скоростей должен быть предохранен от смещений усилиями,
действующими на нею 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-перпендикулярных 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 цепи на нижней
стороне корпуса, к боковой поверхности стенки станины.
Различные варианты монтажа шпинделя и валов коробки скоростей рассмо-
трены в § 52 и 53 гл. IX.
§ 38. КОРОБКИ ПОДАЧ
А. Общие положения
Требования к коробкам подач
Чрезвычайное разнообразие механизмов подач современных металлорежущих
станков обусловлено зависимостью конструкции этих механизмов от многих факто-
ров 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 эих меха-
низмов влияет, кроме того, требуемая точность со!ласования слирости подачи со
скоростью главного движения, что в свою очередь определяет возможность при-
Коробки подач
319
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 подачи со-
ставляет три - шесть, значительно проще по конструкции механизма подач токарно-
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 попе-
речном.
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 стан-
ках, например фрезерных, револьверных, карусельных, токарных многорезцовых,
горизонтально-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 передачи; они могут
оказаться ненужными, если кинематическая цепь подач содержит большое коли-
чество 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 многова-
ловый механизм с передвижными колесами или муфтами. Чаще, однако, реверси-
рующее устройство располагается вне коробки подач, представляя отдельный не-
большой узел. Например, в станках ДИП оно расположено в самом начале кине-
матической цепи от шпинделя к коробке подач (см. фиг. 292, зубчатые передачи
20 16 24
50 и 24*40 междУ валами VII и VIII). В других случаях это устройство распола-
гается в середине или близко к концу цепи подач, например в фартуке супорта. •
Особенно просто решается проблема реверсирования подач, если их механизм при-
водится от отдельного электродвигателя.
Как было указано в своем месте (стр. 42), нормаль станкостроения Н11-1
предписывает для рядов подач геометрические прогрессии с одним из стандартных
знаменателей, установленных этой нормалью. Исключением являются лишь ряды:
подач при нарезании винтовых резьб, так как совокупность значений их шага, 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 хи механизмы (см. стр. 342), либо двухваловые механизмы со
встречными (обратными) ступенчатыми конусами косозубых колес, либо двух-,
парные 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
многовалового 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.
320
Коробки скоростей и коробки подач
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 случаях наилучшие 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 долины 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 ниже, в § 40.
К спроектированной коробке подач предъявляются эксплоатационные и техно-
логические требования, аналогичные тем, которые указаны выше (§ 36, А) для
корсбок 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 корсбки скоростей того же станка. Проще также в большинстве слу-
чаев конструкция корпуса коробки. В некоторых станках коробку скоростей и
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. Это 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.
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. ’ . .ддп
Коробки подач
321
Отсюда видно, что технические условия и нормы точности на детали коробок
подач, в частности на корпусы их, 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 2-го класса (см. табл. 5). 'Гак
же, как и на корпусы коробок скоростей, на них распространяются соответствую-
щие разделы упомянутых на стр. 140 „Общих технических условий на изготовле-
ние и приемку металлорежущих станков".
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, приве 1енные на стр. 297—299,
с учетом различия функций этих коробок и коробок скоростей станков; по ряду по-
зиций допускаемые отклонения для коробок подач могут быть больше, чем для ко-
робок скоростей.
§ 39. ТИПЫ КОРОБОл ПОДАЧ
Коробки подач, применяемые в современных станках, можно классифицировать
по типу конструкции следующим образам:
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 коле:.
В. Дв\хваловые коробки со встречными ступенчатыми конусами зубчатых колес
и переключением посредством вытяжной шпонки.
Г. Механизмы типа меандра.
Д. Нортоновская коробка и ее видоизменения.
Е. Коробки с эпцшклическими передачами.
Эти механизмы могу г комбинироваться в последовательном соединении, если
станок дотжен иметь большое количество ступеней подачи. Особенно часты комби-
нации механизмов, названных в и. А и Б.
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 почач изделия, бесцентровошли-
фовальных— для настройки скоростей ведущего круга, в некоторых токарных
многорезцовых и других станках. Конструктивно коробки подач этог) типа по-
добны коробкам скоростей, описанным в § 37, как эго видно из примеров, при-
веденных ниже.
На фиг. 329—332 изображены кинематическая схема, график передаточных
отношении,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 // — связанные: при этом, как известно (см. стр. 102), 3-3=9 чисел
оборотов вала /// не могут быть расположены в виде правильного геометрического
ряда. Поэтому передаточные отношения зубчатых передач между валами / и //, II
и /// выбраны здесь таким образом, что три скорости на валу /// перекрываются,
а остальные семь чисел оборотов обра «уют 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 переключениями передач с вала IV на V (фиг. 330),
Таким образом в коробке потеряно больше половины (20 из 36) возможных пере-
даточных отношений.
21 Ачеркан Н. С. Г65
322
Коробки скоростей и коробки подач
подачи, то оказывается, что для одной
низмов отношение 'Аз'ДЛ не может быть
in
станка принято ф =1,41, то получает
Может показаться с первою взгляда, чаи такое значительное неиспользование
кинематических возможностей этого механизма — признак неудачного выбора его
структуры. В действительности принятое решение в данном случае вполне обосно-
вано. Если, пользуясь методом, изложенным 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
из групп передач каждого из таких меха-
сделано меньше тф. Так как для данного
си 1,41s = 16 S и 12, и пере-
U tnlti
даточные отношения некоторых нар колес
получились бы либо чрезмерно большими,
либо чрезмерно малыми.
Также и в конструктивном отношении
изображенная на фиг. 331—332 коробка
подач должна быть признана удачной:
при пяти валах все расточки корпусы
лежат на трех осях, расположенных в
одной плоскости, благодаря чему обра-
ботка отверстий нод подшипники особенно
проста.
Так же построена коробка под,hi
некоторых других горизонтально-расточ-
ных станков отечественной конструкции.
На фш. 333 изображена коробка
подач радиально-сверлильного станка мо-
дели 2Л56Д. Коробка дает 3-3 = 9 подач.
По конструкции она сходна с коробкой
скоростей координатно-расточного станка
того же завода (см. фиг. 317).
Коробка круговых подач (скоростей
ведущего круга) бесцептровошлифоваль-
ного станка прежней модели 3181, кинема-
тическая схема которой представлена на
передаточных отношений, расположенных
приблизительно в виде геометрического ряда. Переключения производятся здеи,
передвижением двух блоков колес на валах 11 и IV и всего вала IV вместе с за-
клиненными на нем двумя зубчатыми колесами .г =16 и z = 55. График чисел
оборотов показан на фиг. 335, конструкция коробки (полусхематически)—
на фиг. 336.
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 § 37, В, п. 1 (стр. 308). 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. 308, и поэтому описание их здесь не приводится.
Фиг. 329.
фиг. 334, дает 3-2-2=12 различных
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 массового производств.
Сюда относятся, следовательно, специальные станки самых различных типов, а также
Коробки подач
323
324
Коробки скоростей и коробки подач
Фиг. 3s2.
по ММ и НН
Фиг. 333.
Коробки подач
325
Фиг. 336.
326
Коробки скоростей и коробки подач
Фиг. 337.
Фиг. 338.
Коробки подач
327
разнообразные универсальные автоматы и полуавтоматы - - токарные, фрезерные,
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 кор-
ригированных колесах. 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. 337 показана коробка подач алмазно-расточного станка модели 269.
Как видно из чертежа, палец 2 закреплен здесь неподвижно, поэтому суммы чисел
зубьев сменных колес (« -)- Ь) и (с Д- d) постоянны (в данном случае а b — c-\-d =
= 78). Так как концы ведущего и ведомого валиков коробки — шлицевые, а па-
лец 2—гладкий, то промежуточные сменные колеса b и с насаживаются на общую
холостую втулку 7, шлицевую снаружи и цилиндрическую гладкую внутри; благодаря
этому обе они вращаются как одно целое. Все сменные колеса предохра-
нены от смещения выступами крышки 3, примыкающими к торцам этих колес.
Другой пример гитары сменных колес подачи — нафиг. 338 (токарно-винторез-
ный станок отечественной конструкции). Устройство доски гитары и крепления
этой доски к станине ясны из чертежа.
Размеры прорезей в доске гитары и расположение их легко определяются
графически 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 посредством 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,
в фартук супорта. Другие преимущества коробок этого типа — возможность ис-
пользования 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 рассматриваемого типа имеют ряд недостатков,
сильно ограничивающих область их применения в станках. Головка 5 вытяжной
шпонки (фиг. 339) проходит сквозь прорезь 7 валика и прореш 2 шестерни с за-
зором большим того, который соответствует нормальной посадке крепежной шпонки;
отсюда склонность вытяжной шпонки к перекосу. Ширина колес должна быть ма-
лой, чтобы длина коробки не получилась чрезмерной; следовательно, также и эти
колеса имеют тенденцию перекашиваться на валике. Поэтому нужно по возмож-
ности избегать применения колес большого диаметра в коробках этого типа. Валик,
внутри которого помещается вытяжная шпонка, ослаблен прорезью для нее,
а иногда и каналом для тяги (фиг. 339). По этим причинам в коробках скоростей
современных станков механизмы данного типа совершенно не находят применения
328
Коробки скоростей и коробки подач
(если не считать единичных исключений) 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.
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, плоскошлифональных станках, реже в станках других типов.
Учитывая неприспособленность таких коробок для передачи больших усилий,
следует располагать их в кинематической цепи подачи до сильно понижающих пере-
дач, 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.
Число колес в каждом из ступенчатых конусов коробки в большинстве слу-
чаев не превышает трех — пяти. Если требуемое количество подач больше, то
Фиг. 339.
к коробке присоединяют перебор (фиг. 340 — ко-
робка подач револьверного станка), вводят какой-
либо множительный механизм в цепь подач или
применяют оба эти средства (ср. механизм подач
револьверных станков моделей 136 и 137). Зна-
чительно реже прибегают к увеличению числа
колес в конусах до семи-восьми, так как валики
коробки — малого диаметра, и поэтому увеличи-
вать расстояние между их опорами нежелательно.
Для того чтобы длина перемещения тяги, свя-
занной с вытяжной шпонкой, не была чрез-
мерно большой, можно применять в коробках с большим числом колес в ко-
нусах две вытяжные шпонки по фиг. 341; головки их должны быть располо-
жены на расстоянии —-—Ь, где — число колес в каждом конусе, b—-расстоя-
ние между соседними колесами. Благодаря этому может быть включена в зубчатое
колесо конуса только одна шпонка. При порядке чередования колес, принятом
в этой коробке, перемещение тяги со шпонками в одну сторону вызывает включе-
ние скоростей ведомого вала в порядке их последовательного возрастания или
убывания.
Числа зубьев кчлес коробок рассматриваемого типа определяют, исходя из
значений требуемых передаточных отношений, пользуясь общим методом, изложен-
ным в § 16 Применение его здесь особенно просто, так как все зубчатые колеса
входят в состав осной группы.
Пример, наглядно иллюстрирующий возможности использования рассматривае-
мых механизмов, приведен на фиг. 342, изображающей механизм подач к ходо-
вому винту револьверного станка. Как видно из чертежа, вытяжная шпонка применена
в четырех группах передач этого узла: в ступенчатом конусе z = 22 — 33 — 44
мн хжнт.льного механизма между валами ill и IV; в резьбонарезной коробке из
двух встречных конусов на валах IV и V; в реверсирующем устройстве между
валами V и V7; в двойной множительной передаче между валами VI и VII. На
валу VII заклинено зубчатое колесо ,г=40, постоянно сцепленное с колесом
z' = 40 на валу II, который соединен с ходовым винтом втулочной муфгой.
Резьбонарезная коробка дает восемь различных передаточных отношений;
множительный механизм — три ( = '> да = -р ид = т I ’ передачи между ва-
х £ ОО 1 А-ь I J
Z15 1 41 2 1 „
лами VI и VII — два передаточных отношения Igg = -^-; — = - ) . Реверсивная
т/г 36 36 :-3
передача между валами V и VI дает w = --g=l и и= • -п = 1. Таким образом
Коробки подач
329
механизм в целом дает 3-8-2 = 48 различных подач в одном направлении
и столько же равных по величине подач в другом.
Для того чтобы сделать возможным нарезание стандартных резьб, зубчатые
колеса резьбонарезной коробки имеют здесь различные модули и различную кор-
„ н , 20 4 22 1 24 4 24
рекцию. Передаточные отношения этой корооки: = = —; — = — • _. = . • =
4э 9 44 2 42 7 39
Фаг. 34Э.
8 26 2 32 16 24 8 28 4
•= = ; ; = = : = = •= : = = =, что позволяет нарезать резьбы с числом
1о ОУ о 40 2о оо 11 оэ Ь г
9 36 2 32 7 28 13 26 3 24
ниток на 1 , пропорциональным - - = — • ;
’ г * 4 16 1 16 4 16 8 16 2 16
— ; =•= = ; -7-=тд или иначе: 36—32—28—26—24 — 23—22—20, как это
1о о 1о 4 1b -
требуется от резьбонарезных коробок (см. § 39, Д). ,
В холостых колесах коробки часто делают по МэДЫ
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. 339, 34 3—деталь коробки Фиг. 341.
подач холодной пилы модели 864) или винтовой
(фиг. 341, 344 — коробка подач вертикально-сверлильного станка модели 2135,
детали 1—4). Попадание головки вытяжной шпонки в пазы двух смежных колес
одновременно, что привело бы к аварии механизма, не допускают кольца (3 на
фиг. 339; см. также другие фигуры), разделяющие каждую пару соседних колес.
Головка шпонки должна быть скошена с боков (4 на фиг. 339), а кольца из-
нутри закруглены, чтобы передвижение шпонки происходило без затруднений.
Переключения скоростей подачи производятся посредством тяги.
Вопрос о расположении вытяжной шпонки — в ведущем или в ведомом валу
коробки — решается на основе следующих соображений.
Если шпонка помещена в ведомом валике 11 (фиг. 345, о), то числа оборотов
ведомых колес z),. . . , z'r будут составлять, независимо от положения шпонки
n'1 = /ia-u1, п2 = п0-и2,..., ггк = п0-ик , G*9-1)
где для краткости обозначено
330
Коробки скоростей и коробки подач
Износ втулок колес, вращающихся вхолостую на валике, зависит от разности
угловых скоростей соответствующего колеса и валика. В рассматриваемом случав
наибольшая разность
(^// )max ~ ^1)’ (39.2)
При расположении вытяжной шпонки в ведущем валике (фиг. 345, б) числа
обороюв холостых колес, напротив, зависят от положения шпонки: если она за-
Фиг. 342.
ведена в паз зубчатого
колеса zp. то число
оборотов колеса z ,
которое вращается вхо-
лостую на валике / че-
рез ступень возврата
-4-- -- , р.шпо
2р ~Ч
= 11 о ~ ОМ
11 <]
Так как каждое из
передаточных отноше-
ний ир и uq может
быть меньше, равно
или больше единицы,
то при различных по-
ложениях вытяжной
шпонки для различных
колес будет п(ьр,пй.
Из соотношения (39.3)
видно, что наибольшее
и наименьшее значения
nq,p составляют
(^7. p)ni;n —' П\,к ~~
p)min ПкД ~
U л
= (39.4)
11К
Наибольшая разность угловых скоростей валика / и холостого колеса
на нем
(Aw)niax —(^7,р)тах ЛИбО (^^)тах — Wo-----(ftq, p)min ,
или иначе:
— th и* ~ „
(AH)mai = по--------- либо (Дп)тах = п0-------------. (39.5)
Коробки подач
331
Фиг. 344.
332
Коробки скоростей и коробки подач
Так как при принятых обозначениях всегда то из двух разностей
(39.5) больше — первая) следовательно, окончательно
(Дл)тах — пй—--------
(39.6)
Фиг. 345.
5
Сопоставление выражений (39.1) с (39.4) и
(39.2) с (39.6) показывает, что
и к
"о ик
L > 1 (39.7)
(А"),пах
(ДОтах
иг — "1
па ----------
“I
П„
(39.8)
Таким
образом, расположение вытяжной
шпонки в ведомом валике выгоднее, чем в ведущем,
зубчатых венцов, так и втулок колес. Поэтому такое
практически в большинстве случаев.
в отношении износа как
расположение применяется
Г. Механизмы типа меандра
Меандром называется двухваловый механизм, собранный чаще всего из одина-
ковых блоков, каждый из которых состоит из двух зубчатых колес, изготовлен-
ных за одно целое или закрепленных
на общей втулке (фиг. 346), причем
эти блоки расположены так, как по-
казано на фиг. 347, а. В зависимости
от положения каретки на своем валу
и накидной шестерни вращение пере-
дается через большее или меньшее
количество ступеней возврата, как
условно показано на фиг. 347, б. Если
Фиг. 347.
Фиг. 346.
вал I—ведущий, вал //—ведомый, то передаточные отношения механизма при
положениях 7, 2, 3... каретки составляют
Коробки подач
333
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=Ь или с = а. В первом случае
zi=9-2, = 4 = ?°=1> '4=?1, *5 = ?2 и т. д., ]
во втором } (39.10)
4 = 9“', z2 = <?°=l, ia = q\ h^q2, /5 -~-о3 и т. д. 1
Как видно отсюда, при всех значениях q 1 часть этих передаточных отно-
шений больше единицы, т. е. соответствующие числа оборотов вала 11 больше,
чем я0, 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 / на схеме, то передаточные отношения будут,
очевидно, обратны предыдущим [см. формулу (39.10)]: при с = Ь
ti = q2, = << = <?°=i, z4 = <7 > lt = q
-1 -2 -2 } (39.11)
i^q1-, i2 = q° = i; 4 = q ; *4 = q ; *5 = q ;• J
b
где попревшему q = — .
Из выражений (39.10) и (39.11) для z) видно, что в каком бы направлении ни
передавалось вращение, соответствующим выбором чисел зубьев Ь и а можно
получить посредством меандра как повышение,
так и понижение чисел оборотов. Меандры исполь-
зуются в станках лишь в цепях подач как мно-
жительные механизмы в последовательном соеди-
нении с коробкой подач, чаще всего с нортоног-
ской коробкой или коробкой со встречными
ступенчатыми кону ами колес. Обычно требуется
не больше двух или даже одной повышающей
ступени, остальные ступени должны быть пони-
жающими. Из выражений (39.10) следует, что
если, ведомым является вал передвижной ка-
ретки, то для выполнения этого условия долж о
быть ^<[1, т. е. &<а При весьма распро-
страненном в меандрах отношении = 2, т. е.
передаточные отношения, осуществляемые меандром, составляют [см. фор
мулу (39.10)] при с = />: i, = 4; 2; 1; -у; ~ и т. д.; при с = а: /,• = 2; 1; ~ ;
1
— И т д.
о
1
4
Если же вал каретки — ведущий, то для
ных отношений нужно принять, как видно
"1 л
-- = -; следовательно, те же блоки нужно
получения этих же рядов передаточ-
из выражений (39.11), q = <2., т. е.
посадить на валики меандра, повер-
нутыми на 180°.
Если повышающих передаточных отношений не требуется, то нужно отбросить
в меандре по схеме фиг. 347 соответствующий им блок на промежуточном валу III
и сцепленное с этим блоком зубчатое кол со вала /.
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 м андр получается н (столько компактным, что легко может быть поме-
щен в фартуке супорта, если это представляется более удобным
334
Коробки скоростей и коробки подач
Из выражений (39.10) и (39.11) 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 эксплоатационных недостатков, обусловленных наличием передвижной
каретки в меандрах (см. стр. 337), привел к появлению конструкций п) схеме
фиг. 348, в которых каретка заменена одним передвижным зубчатым колесом.
Такая конструкция значительно жестче, но передвижное колесо может сцепляться
лишь с большим колесом 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 q'\ где попрежнему обозначено q — . Это должно быть принято в расчет
при определении чисел зубьев колес меандра. Меандр без каретки длиннее, чем
с кареткой, но поперечные к оса размеры его несколько меньше.
В механизмах подач винторезных станков необходимо, чтобы меандр осуще-
2 111
ствлял передаточные отношения , у, у, у и т- л. совершенно точно; следо-
вательно, замена величины приближенной в этих случаях недопустима. Поэтому,
если желательно сконструировать меандр без накидного колеса, числа зубьев колес
блоков должны быть определены иначе. При обозначениях, принятых на схеме по
фиг. 348, передаточные отношения меандра для четырех рабочих положений пере-
движного колеса е
Для того чтобы значения /• составляли геометрический ряд со знаменателем q,
b а „ , .
должно удовлетворяться условие — • — = 7; кроме того, должно оыть оф с =
— а -ф- d, если все колеса меандра — одного модуля, как это обычно делается.
Пользуясь этими соотношениями, нетрудно подобрать чиела зубьев всех колес.
b , d d
Можно, например, принять — = 1 или - - = 1; тогда соответственно — = q, или
& ‘ т d , b 1 о, , ,
— = 7, где 7 = -—. Так, если взять — = 1, то — = , с = 2о, и условие b -ф с=-
с х ас/-
= а <1 принимает вид 3/> = 2я, т. е. пригодны все значения чисел зубьев:
а = 3£, b = 2Е, с = 2Ь ~ 4Е, d = а = 3f, где Е — целое число. Число зубьев
колеса с выбирается затем соответственно требуемому значению ф = —-. На фиг. 349
показано устройство коробки подач токарно-винторезного станка с меандром,
Д 1
построенным указанным способом. Меандр должен давать здесь значения i = -- ,
1 1 1 1 „ .
’ Т ’ Д’ И Тб ’ Соответственно этому передвижное колесо имеет пять рабочих
положений, и так как принято Е 13, то а -- ЗЕ -- 39, b = 2Е — 26, с = 4/с = 52.
d = а = 39; из условия = А = 1 находится е = b = 26. Управление передвиж-
ным колесом видно из разреза по GH (рукоятка 1, 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 (например, в револьверном станке
модели 1322. в зуборезном станке модели 516).
Коробки подач
335
вид по Н вид по в
336
Коробки скоростей и коробки подач
Фаг. 3196.
Коробки подач
337
Причиной, обусловившей распространение коробок этого типа в механизмах
подач винторезных станков, несмотря на ряд недостатков этих коробок (см, ниже)
является то, что благодаря наличию накидного паразитного колеса в передвижной
каретке (ze на схеме фиг. 350) числа зубьев колес на ведущем и на ведомых валах
не связаны требованием постоянства их суммы. Поэтому числа зубьев колес коробки
можно выбирать свободнее, чем это возможно для механизмов с постоянными
межосевыми расстояниями между всеми валами и с прямозубыми передачами при этом.
В зависимости от того, является ли вал А ступенчатого конуса колес (фиг. 350)
ведущим или ведомым, нортоновская коробка осуществляет ряд передаточных
отношений
или
т. е. передаточные отношения
колес ступенчатого конуса, если вал последнего ведущий, и обратно пропорцио-
Uj коробки прямо пропорциональны числам зубьев zt
-»ттг» no ТТ ттлг» гг л п 11 ЛТ-Л ПЛП17ТТП1Н ТХ Л/ЛПЧтиЛ _ . •*
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 зуб-
чатых колес в ней, а именно (k -}- 2) колес при k пере-
даточных отношениях; отсутствие постоянно сцепленных
и вращающихся вхолостую колес, чем эта коробка выгодно
отличается от механизмов со встречными ступенчатыми
конусами колес.
С другой стороны, в нортоновских коробках нельзя
использовать возможностей косозубчатых передач с раз-
личными по величине углами наклона зубьев для полу-
Фиг. 350.
чения точных передаточных отношений, что напротив, вполне возможно для ко-
робок со встречными ступенчатыми конусами колес.
Более серьезными, однако, являются следующие недостатки нортоновских коробок
наиболее распространенных конструкций: 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
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.
Числа зубьев колес коробки, которая входит в цепь подач винторезного станка,
определяются следующим образом.
Пусть коробка должна быть построена таким образом, чтобы на станке воз-
можно было нарезать метрические резьбы шага
$i, s2,...,sw мм.
(39.15)
Если бы кинематическая цепь, связывающая шпиндель станка с ходовым вин-
том, состояла только из постоянных передач с неизменным общим передаточным
отношением I и нортоновской коробки, то для получения ряда подач (39.15) эта
22 Ачеокан Н. С. Б6Б
338
Коробки скоростей и коробки подач
коробка должна была бы давать w различных передаточных отношений соответ-
ственно формуле настройки на шаг резьбы:
Sy — 1-u.j-S = const. Uj ; (39.16)
где 5 — шаг ходового винта в мм\ uf—передаточное отношение коробки.
Для нарезания метрических резьб удобно, чтобы ведущим был вал А ступен-
чатого конуса (фиг. 350). При этом «у = const • 2у; следовательно,
$у = const-Zy; j—X-i-w. (39.17)
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 = (7- const на U• и'р, где t/=const (постоян-
ные передачи кинематической цепи), а ир = u'v и'2,... ,u't — общие передаточные
отношения множительного механизма. В таком случае
sf = U-up-uq-S = const - и'р-uq = const-up-z4 y
(39.18)
где j= l-?®>, p— l-r4 q — 1-?^- Различные комбинации up и uq должны дать
все требуемые значения шага Sy. Благодаря этому ступенчатый конус и вся нор-
тоновская коробка получатся более короткими.
Если нортоновская коробка должна быть построена для нарезания модульных
резьб, соответствующих значениям модуля nij~mu m2, ms,..., ma мм, то так
как шаг винтовой резьбы (ход резьбы червяка) Sj = Enmj, где Е — число заходов,
должно быть аналогично метрическим резьбам
nij = const-u’p-zq . (39.19)
У дюймовых резьб с числом ниток на 1" tij = лр п2,. .., nw шаг $у =
соответственно значениям ряда (39.14) при нарезании таких резьб удобно вклю-
чать коробку в цепь подач так, чтобы ведущим был вал В каретки (см. фиг. 350).
В этом случае аналогично соотношению (39.18)
s= const-и'— или л .= const —,-г_. (39.20)
J р гч ир 9 - .
Для определения чисел zq зубьев ступенчатого конуса нортоновской коробки
следует распределить все требуемые величины Sj шага (соответственно—вели-
чины Лу) на группы, из которых одна группа
sa,
(39.21)
является основной и получается при неизменной настройке множительного меха-
низма (и'р = const). Остальные значения Sj образуют при этом выборе следующие
группы шагов:
л;.8а, и'г • Sb, . . . , u{-Sf,
U2-Sa< U2 - Sb,. . . ,U',-Sf,
(39.22)
o;.sa, и,
Коробки подач
339
получающихся настройкой множительного механизма (и'р = zzj, и', и;'). Все
требуемые величины шага Sj = s2,..., sw, должны заключаться в группах
(39.21) и (39.22). Обычно по крайней мере некоторые из различных сочетаний
и' • и„ дают одинаковые значения шага.
Р ч
Аналогично решается задача выбора ряда значений zq для колес нортоновской
коробки, которая должна давать возможность 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 и
ниток по ГОСТ 1":
S= 1 1,25 1,5 1,75 2 2,5 3 3,5 4 4,5 5 5,5 6
п = 28 24 20 19 18 16 14 12 11 10 9 8 7 6 5 4-J- 4 З^ 3-^3
2 2 4
Как видно отсюда, оба ряда значений sun удобно распределяются на группы
с отношениями этих величин 1 : 2 :4 : 8.
Метрические резьбы Дюймовые резьбы
S в мм п ниток на Г
1 2 4 28 14 7 3’/3
(2,25) 4,5 (26) (13) (61/2) 31/4
1,25 2,5 5 24 12 6 3
(2,75) 5,5 (22) 11 (5»/2) (2з/4)
1.5 3 6 20 10 5 (2V2)
1,75 3,5 (7) 19 (91/а) (4»/4) (28/8)
18 9 4V2 (21/4)
16 8 4 (2)
Дополнив столбцы этих табличек, как указано цифрами, взятыми в скобки
(не стандартизованные шаги резьб), можно на основании формул (39-18)
и (39. 20) написать для чисел зубьев конуса коробки:
для метрических резьб:
zx : z2: z9: zx : z6: z6 = 2 : 2,25 : 2,5 : 2,75 : 3 :3,5
или . -
4 : 4,5 : 5 : 5,5 :6 :7.
Если ограничить значения z^ условием 25 60, то отсюда следует;
zx : z2 : za : z4 : z. : z6 = 32 :36 :40 :44 :48 : 56
ИЛИ ' t*~
28:32:36:40:44:48.
Совершенно аналогично для требуемых дюймовых резьб: -
д8 : z4 : z6 : z5 : zx : z3 : zt : zx = 28 :26 :24 :22 :20 :19 :18 :16
или
zx : zt : za : z, : z, : z6 : z, : zs = 32 :36 :38 :40 :44 :48 :52 :56
или
28:32:36:38:40:44:48:52 . "
ИЛИ ;
26 :28132 :36 :38 :40 :44 :48.
Сопоставляя результаты, полученные для метрических и для дюймовых резьб,
можно написать окончательно:
zx \ z2: z3 : z4: z6 : z8: z7 : zs = 28 :32 :36 :38 :40 :44 :48 :52
или
26 : 28 : 32 :36 : 38 :40 :44 :48
и принять zx = 28, z2 = 32, zs = 36 и т. д. или zx = 26, z2 = 28, za = 32 и т. д.
Как видно из написанной выше таблички для дюймовых резьб, с нортоновской
340
Коробки скоростей и коробки подач
коробкой должен быть последовательно связан множительный механизм с переда-
2 11 1 111 1
точными отношениями: у, -у, у и у или у, у, — и—, например, меандр.
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 s мм требуются при передаче вращения от ступенчатого конуса к каретке,
передаточные отношения ит множительного механизма и у нортовской коробки,
т. е.
s = const-и^.у-. (39.23)
Тот же шаг можно получить при работе коробки в обратном направлении, при
передаче вращения от каретки к ступенчатому конусу, т. е., например, при
' 3
us = -, если ввести в кинематическую цепь подач гитару со сменными коле-
zs
сами у «у, подобранными соответственно формуле настройки
5= const-2------ и' • —. (39.24)
b (I m Ze 4
Из последних двух формул следует
а с z , zn
• —-------- const -5- .
b d zs z у
т. е.
4 4 = const. (39.25)
b d z z х ’
Числа зубьев колес ступенчатого конуса лежат чаще всего в пределах от 24
до 60; встречаются, однако, нортоновские коробки с 2т,п = 18 или гшах=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. 351 и 352,
изображающих развертки и разрезы коробок подач двух токарно-винторезных
станков модели 1Д64 (40ДИП) и модели 26А-162К (или также модели 162).
Корпус каждой из этих коробок имеет большую прорезь для рычага каретки
внизу, что является недостатком с точки зрения смазки коробки; поэтому в неко-
торых конструкциях накидное колесо каретки располагается относительно ступен-
чатого конуса так, что прорезь для рычага находится в верхней части передней
стенки корпуса (фиг. 353).
В некоторых конструкциях постоянное колесо нортоновской коробки (z на
фиг. 350) имеет длину, равную длине ступенчатого конуса колес, благодаря чему
оно может быть заклинено на своем валу неподвижно, и рычаг перемещает
только пара: итное колесо или блок. При этом прорезь для рычага можно сделать
особенно узкой, если расположить ось, вдоль которой скользит этот рычаг,
близко к передней стенке корпуса.
В некоторых современных токарно-винторезных станках нортоновская коробка
подач получила более совершенную форму: она имеет совершенно закрытый корпус
или монтирована полностью внутри станка. Пример устройства такой коробки
приведен на фиг. 349: поворотом левой вертикальной рукоятки (см. разрез по CD)
влево выводят накидное колесо из зацепления со ступенчатым конусом колес, за-
Коробки подач
341
гем поворотом горизонтальной рукоятки перемещают каретку вдоль валика в требуе-
мое положение относительно конуса и, наконец, поворотом вертикальной рукоятки
вправо вводят накидное колесо в зацепление с соответствующим колесом ступенча-
того конуса. Передвижение каретки осуществляется шестерней 2 (фиг. 349, б), ко-
торая постоянно сцеплена с рейкой 3, скрепленной с вилкой 4.
Фиг. 351.
Недостатки нортоновской коробки, указанные на стр. 337, объясняют тен-
денцию к замене ее более жесткими и легче смазываемыми механизмами. В качестве
таковых применяют коробки со встречными ступенчатыми конусами косозубых
колес и вытяжной шпонкой (см. стр. 327) или механизмы, составленные из эле-
ментов, подобных изображенному на фиг. 354: передвижное колесо z = 24 может
быть введено здесь в зацепление с любым из двух колес z=30 и z = 32, соот-
24 4
ветственно корригированных, давая передаточные отношения ц = —= —
оО О
24 3
и = —= —. Пользуясь подобными элементами, с корригированными зубча-
342
Коробки скоростей и коробки подач
тыми колесами, и варьируя при надобности их модули, можно заменить, например,
восьмиступенчатую нортоновскую коробку, состоящую из 10 или 11 зубчатых
колес, четырьмя элементами из трех колес каждый. Управление четырьмя пере-
движными колесами должно быть при этом сконструировано так, чтобы в заце-
плении находилось всегда лишь одно колесо, а остальные занимали нейтральное
положение, как на фиг. 354.
В последнее время наблюдается тенденция к замене коробок с вытяжной
шпонкой, меандров и нортоновских коробок коробками подач других типов, главным
Фиг. 354.
образом коробками с передвижными блоками колес, одно- или двухпарными гита-
рами либо сочетанием механизмов обоих этих типов. Так, например, в более новой
модели карусельного станка модели 1Б52 применена двухваловая коробка подач
с двумя передвижными блоками и перебором, включаемым посредством передвиж-
ного зубчатого колеса, тогда как в аналогичном станке модели 152, более ранней
конструкции, каждая коробка подач состоит из двух встречных ступенчатых кону-
сов с вытяжной шпонкой. Такая замена представляет больше трудностей, если
коробка подач входит в состав винторезной цепи. Тем не менее некоторые наши
станкозаводы предпочитают и в этих случаях заменять указанные механизмы дру-
гими.
В некоторых станках настройка на шаг как стандартных, так и специальных
резьб производится при помощи одних лишь сменных колес.
Е. Коробки подач с эпициклическими механизмами
В цепях рабочих подач коробки этого типа встречаются реже других. Коробки
с планетарными передачами и электромагнитами (см. фиг. 324) нашли применение
в токарных и фрезерных станках некоторых заводов в качестве коробок на 8,
16 и 32 ступени подач. Однако по причинам, указанным на стр. 318, широкого
распространения они не получили.
На фиг. 355 изображена схема коробки подач для токарно-винторезных станков,
разработанной государственным заводом „Зброевка" (Чехословацкая народная
республика). Она соединяется последовательно с основной коробкой подач
какой-либо конструкции, дающей ряд передаточных отношений, например, с норто-
новской коробкой, и служит множительным механизмом, особенно подходящим
для малых подач и нарезания резьб малого шага.
От ведущего вала /, соосного с ходовым винтом II, вращение передается
последнему при нарезании резьб нормального шага непосредственным соединением
зубчатых колес 2 и 7, снабженных для этого торцевыми кулачками. Колесо 2
сидит на валу I на направляющей шпонке, колесо 1 неподвижно заклинено на
ходовом винте. Для нормальной по величине подачи колесо 2 нужно перевести
влево до сцепления с левым колесом блока 8, заклиненного на ходовом валике II/.
Механизмы быстрых подач
348
Для получения малой подачи колесо 2 ставят в нейтральное положение,
а блок 3, который сидит на валу / на направляющей шпонке, вводят в заце-
пление с одним из колес холостого блока 7. На пальце, закрепленном в этом
блоке, свободно сидят сателлиты 4; левый сателлит сцеплен с неподвижным коле-
сом 5, правый — с колесом б, заклиненным на промежуточном валике IV. Таким
образом от холостого блока 7 вращение передается валику IV через планетарный
Фиг. 355.
механизм 5—4—б; числа зубьев его колес можно подобрать так, чтобы получить
/ z5
желаемое понижение числа оборотов, так как пГу = п& = п- II----; • — . От мед-
\ *4 *«/
ленно вращающегося вала IV движение может передаваться ходовому винту или
ходовому валику, для чего нужно перевести колесо 9 вдоль направляющей
шпонки вправо или влево до зацепления с колесом 7 или правым колесом блока 8.
Вместо двойного блока 3, удваивающего количество ступеней мелких подач по
сравнению с числом ступеней, даваемых основной коробкой, здесь можно при-
менить одно колесо или, напротив, тройной или два двойных блока. В последнем
случае, например, эта коробка давала бы восемь ступеней подачи по ходовому
валику и восемь по ходовому винту.
§ 40. МЕХАНИЗМЫ БЫСТРЫХ ПОДАЧ
Во многих станках, в особенности работающих по 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
и того же двигателя, но по различным кинематическим цепям.
В. Рабочие подачи и быстрые перемещения 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 передач в начале и в конце этих цепей.
Для того чтобы предотвратить возможность аварий, обусловленных одновре-
менным включением обеих кинематических цепей, управление ими блокируется или
вводятся муфты обгона (см. сто. 479), либо в соответствующем месте цепей пре-
344
Коробки скоростей и коробки подач
дусматривают диференциальный механизм, допускающий одновременную работу
механизмов рабочей подачи и быстрых перемещений.
Наиболее распространенные устройства, применяемые в станках для осущест-
вления быстрых подач, представлены на фиг. 356 — 358.
В устройстве по схеме фиг. 356 для медленных рабочих и быстрых холостых
подач имеются два отдельных двигателя. Когда включен лишь двигатель рабочей
подачи, то передаточное отношение от его вала к валу A: ipa6 =
а с zs I zt
b d г 4 1 z8 ’
£1
Передаточное отношение диференциала равно при этом 1, так как двигатель
быстрого хода не работает, и валик сателлитов, на конце которого заклинено
червячное колесо д12 самотормозящейся передачи, неподвижен. При включении
одного лишь двигателя быстрого хода передаточное отношение цепи 1ХОЛ =
= — • у- • у • у-; в этом случае неподвижно коническое колесо диференциала,
сателлиты обкатываются вокруг него, и передаточное отношение диференциала
равно у . Как легко видеть, направления вращения вала А в обоих случаях раз-
личны. Если включить двигатель холостого
хода, не останавливая двигателя рабочих
подач, то так как для диференциала
л5 == 2л0, где ns — число оборотов ко-
леса z6 и т. д., получим
= --П- = 211хол —----------
210 ZV2
г, а с га
Следовательно, число оборотов вала А
z7 __ „ /
— /2д • — Ихол ’ ^хол Праб ' 1раб *
и передаточное отношение от вала двигателя
быстрых ходов к валу А составляет в этом
случае
1хол — „ — >-хол • 1-рай •
ихол .\о.г
Так как ifia6 очень мало по сравнению с 1ХОЛ, то отсюда видно, что 1ХОЛ-
1ХОЛ, т. е. блокировка обоих двигателей необязательна.
Соответствующим подбором колес гитары у • у можно настроить желаемую
величину рабочей подачи. В некоторых станках вместо гитары имеется коробка
скоростей, в других — коробка скоростей комбинируется с гитарой.
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 па 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, продольно-фрезерного станка модели 667 для обра-
ботки тюбингов и др.
Червячная передача в кинематической цепи быстрых ходов на схеме фиг. 356,
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 из супортов карусельного станка
Механизмы быстрых подач.
345
модели 157, схематически представленный на фиг. 357, содержит лишь одну чер-
вячную передачу. Рабочие подачи супорт получает от вала IV коробки через
46 1 2 43
передачи и т- д> дак как двигатель быстрых ходов в это время не
44x4
46*4
46*4
39*4
16*4
80*4
-94 *4
42*5
25*5
63*3,5
22*4
1зах. mt.r Ю
Фиг. 357.
п = 2200
<7 — 4,2 квт
59* 4
94*2,5
60*2,5
43*5
работает, следовательно, правое коническое колесо z = 42 диференциала непо-
движно, а червячное колесо выполняет здесь одновременно функцию водила, то
передаточное отношение диференциала рав-
2
но у. Для быстрого перемещения супорта
включают электродвигатель N = 4,2 кет,
п = 2200 об, мин, и передача движения су-
32 94 23 22 1
порту происходит по цепи
и т. д. Следует, однако,отметить, что кон-
струкция червячного колеса-водила полу-
чается здесь более сложной, чем при испол-
нении механизма подач по схеме фиг. 356.
Другая часто применяемая схема меха-
низма рабочих и быстрых подач изобра-
жена на фиг. 358 (в станке модели 536
для чернового фрезерования конических
колес). От двигателя N — 2,2 кет, «=1440
20 а
передается здесь по кинематической цепи уу
Фиг. 358.
об/мин движение рабочей подачи
с 2 39
’ 77’тЗ • и т- Д-’> муфта М сце-
а 72 зо ’ J
плена при этом с червячным колесом z = 72. Для быстрой подачи супорта
муфта М переключается на винтовое колесо z = 33, и движение передается по
346
Коробки скоростей и коробки подач
цепи 40* зз*з§ и т- Д-? т- е- со скоростью, которая больше ву • ~ раз,
чем скорость рабочей подачи.
В станках применяются помимо упомянутых и некоторые другие механически»
устройства для осуществления как рабочих, так и холостых быстрых подач, однако
вначительно 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.
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
1. Руководства по уходу и обслуживанию различных станков, изд. Каталогиздата и ЦБТИ
МСС, 1940 - 1949.
2. Описания новых моделей станков в журналах .Станки и инструмент" и „Вестник
технической информации МСС".
ГЛАВА V/l/
БЕССТУПЕНЧАТЫЕ ВАРИАТОРЫ В СТАНКАХ
§ 41. ЭКСПЛОАТАЦИОННЫЕ ПРЕИМУЩЕСТВА БЕССТУПЕНЧАТОГО
ПРИВОДА СТАНКОВ
Стремление устранить непроизводительное увеличение машинных, времен, обус-
ловленное ступенчатой структурой рядов чисел оборотов, двойных ходов и подач
(см. § 5), объясняет наблюдающуюся тенденцию к замене описанных выше меха-
низмов с постоянными и сменными зубчатыми передачами и шкивами (ступенчатыми
или сменными) — устройствами для бесступенчатого регулирования скоростей главного
движения и подачи. Такие устройства получают с каждым годом все большее рас-
пространение в станках почти всех типов. В некоторых типах станков — шлифо-
вальных, протяжных—бесступенчатый привод в цепях прямолинейною движения почти
полностью вытеснил коробки скоростей, подач и передачи сменными колесами.
Все чаще появляются модели станков, в которых бесступенчатый привод исполь-
зуется как в цепи главного движения, так и в цепи подач (станки специализиро-
ванные токарные, алмазно-токарные, револьверные, радиально-сверлильные, кругло-
шлифовальные 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 крутя-
щих 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 ме-
ханическим 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 бесступенчатого регулирования и от
конструкции механизма (коробки передач), который понадобился бы при отказе от
бесступенчатого регулирования. Иногда станок с бесступенчатым регулированием
оборотов и подач может оказаться даже более дешевым благодаря упрощению
конструкции станка, которое может быть очень значительным.
В каждом отдельном случае стоимость каждого из сравниваемых вариантов при-
вода может быть определена подсчетом. Значительно труднее вычислить увеличе-
ние производительности станка, достигаемое благодаря применению бесступенча-
того вариатора, поскольку оно зависит не только от машинного времен,;. Общее
представление об эффективности бесступенчатого регулирования мшут дать сле-
дующие соображения.
Пусть наивыгоднейший режим обработки некоторого изделия характеризуется
скоростью резания v и подачи s. Если станок не допускает бесступенчатого регу-
лирования этих скоростей, то обработка будет выполняться при некотором другом
режиме резания v', s'. На основании сказанного на стр. 31—33 для всей сово-
348
Бесступенчатые вариаторы в станках
купности работ, зования, можно производимых принять v’ — V на данном ? — 1 v Ъ станке в течение В( :его срока его исполь-
и аналогично S -= S ( 1 — -ьд1). (41.1)
где <р — знаменатель ряда чисел оборотов шпинделя;
—знаменатель ряда подач.
Для станка с бесступенчатым регулированием как чисел оборотов шпинделя,
так и подач обработку можно производить во всех случаях при наивыгоднейшем
режиме v, S. Следовательно, выигрыш в отношении скорости резания, соответ-
ственно— подачи, обусловленный наличием устройств для бесступенчатого регули-
рования, составит:
р = Lz.v' ’ и: ? _ 1 (41.2)
_ _2? '-V- 2? ?- 1 ? + 1 ’
соответственно
л\ ~ - 5 - - S’ '
s' +
Для стандартных значений ©:
®== 1,12 1,26 1,41 1,58 1,78 2
В~ 7ТТ 1-°° ~ 6% П-57о 17°/о 22,5% 28% 33,5%.
Следовательно, уже начиная с ср =1,26, повышение скорости резания, возмож-
ное в результате использования бесступенчатого привода вместо ступенчатого,
представляет величину, пренебрегать которой не следует. То же относится к по-
дачам.
К такому же заключению приводит сопоставление машинных времен. Для с ганка
, , 1000-v
с бесступенчатым регулированием чисел оборотов шпинделя п = и подач s ма-
шиннное время одного прохода составляет для каждой определенной длины I. об-
работки
, L . 1
г =----= const---------,
Л-S v-s
и если это время не зависит от числа оборотов в минуту шпинделя (s определяется
в мм 1мин\ то
t — const-1 .
5
Аналогично для станка, не имеющего бесступенчатого привода ни в цепи глав-
ного рабочего движения, ни в цепи подач, t' = const • -г1 , , соответственно t' =
1 v -s'
, 1 п
— const Следовательно, относительная экономия машинного времени
s = 14-5^ —(41.3)
‘ t v s 2<р 1 2у, 4? • '-ц
соответственно Bt = i— — %—L. 1 s 2?s (41.4)
Например, при ф4=1,26, 1.41 и 1,58 последнее выражение дает (в процентах)
Bt = 10; 14,5; 18,5.
Преимущества бесступенчатого привода станков
349
Приведенные числовые значения В и Bt—средние; для отдельных случаев об-
работки они могут быть значительно выше, как это видно из выражения (6.16)
на стр. 33. Необходимо, однако, отметить, что падение производительности, обу-
словленное ступенчатостью регулирования, не пропорционально увеличению машин-
ного времени, так как из-за понижения скорости резания против экономически
наивыгоднейшей стойкость инструмента несколько повышается.
Особенно наглядны преимущества бесступенчатого привода для станков, на ко-
торых выполняются такие операции, как отрезка валов более или менее значитель-
ного диаметра, торцевая обточка, например щек коленчатых валов, точение ко-
нусов и т. п. Бесступенчатый привод позволяет в таких случаях поддерживать по-
стоянную скорость резания в течение всей операции или по крайней мере боль-
шой части ее за счет непрерывного автоматического увеличения числа оборотов
шпинделя по мере приближения инструмента к оси заготовки. Этим достигается
сокращение машинного времени и тем самым увеличение производительности 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. § 40). Отсутствие зубчатых передач во многих системах бесступен-
чатого 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 невысокой квалификации. Именно эта
особенность бесступенчатого привода оправдывает применение его также в станках
общего назначения, используемых для единичного производства изделий, в ремонт-
ных цехах и т. п., где практически нет возможности 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. Также и этими особенностями
бесступенчатого привода объясняется довольно быстрое распространение его в са-
мых разнообразных по типу и назначению станках. Все же господствующими
в станкостроении остаются покамест приводы со ступенчатой градацией чисел обо-
ротов и подач. Исключением являются, как упоминалось, шлифовальные и протяж-
ные станки: все современные модели их гидрофицированы.
§ 42. 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 диа-
пазоне изменение крутящего момента (жесткость механической характеристики при-
вода); требуемая устойчивость скорости при колебаниях нагрузки; надобность
в изменении скорости на ходу, в реверсировании и торможении; желаемый закон
изменению скорости; значение к. п. д.; требования в отношении эксплоатационной
надежности; категория сложности ремонта. Различные системы бесступенчатого
привода и различные конструкции вариаторов далеко не равноценны в перечислен-
ных отношениях.
В современных станках используются следующие способы бесступенчатого ре-
гулирования рабочих движений: .
350
Бесступенчатые вариаторы в станках
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 Леонарда, а в отдельных слу-
чаях и шунтовые коллекторные двигатели трехфазного тока. Для увеличения при
надобности диапазона регулирования эти двигатели комбинируют с каким-либо
ступенчатым редуктором, часто в виде одного агрегата или даже в одном кор-
пусе (бесступенчатые моторедукторы). Наиболее удобным для тяжелых станков
является привод по системе Леонарда, обладающий диапазоном регулирования
до /?„= 10-4-15. Для небольших мощностей его габариты могут быть сделаны
настолько малыми, что все четыре машины, образующие агрегат, встраиваются,
например, в ножку и бабку изделия круглошлифовального станка небольших раз-
меров. Однако в большинстве случаев габариты и вес этого агрегата все еще по-
лучаются довольно большими.
Широкие перспективы применения в станках имеют разработанные и усовер-
шенствованные в последние годы системы электрического привода с диапазоном
бесступенчатого регулирования до Rn = 80-4-120. Некоторые агрегаты этого рода
обладают очень жесткой характеристикой в широком диапазоне регулирования
оборотов, например между nmin = 15 и лтм= 1800 в минуту.
Большим достоинством некоторых новых систем электропривода с электрон-
ным управлением является возможность автоматизации рабочего цикла станка. Бла-
годаря этому они получили применение в ряде станков, где по роду производи-
мой операции требуется плавное регулирование скорости шпинделя или подачи,
либо непрерывное изменение числа оборотов в процессе выполнения операции.
В качестве примеров можно назвать токарный станок дл.-i обработки втулки воз-
душного винта с непрерывным увеличением скорости шпинделя для сохранения
скорости резания постоянной; копировально-фрезерный станок, в котором привод
с ионным управлением используется для получения постоянной скорости подачи;
резьбофрезерный станок с планетарным шпинделем, снабженный электроприводом
с управлением посредством тиратронных ламп для автоматического регулирования
подач соответственно требуемому циклу работы станка. Они нашли применение
также в ряде станков общего назначения—токарных, многорезцовых, фрезер-
ных, шлифовальных — при мощности до 15 л. с. и имеют весьма благоприятные
перспективы дальнейшего распространения в станках разнообразных типов.
При выборе варианта с электрическим бесступенчатым регулированием ско-
рости главного движения или подачи решающую роль играет соответствие меха-
нической характеристики двигателя требованиям, которые предъявляются к кру-
тящим моментам или к мощности, расходуемой в соответствующей цепи станка.
Важное значение имеют и другие эксплоатационные качества электродвигателя —
пусковые и тормозные свойства, возможности реверсирования, удобство управле-
ния и пр., а также габариты и стоимость двигателя или агрегата с электроаппара-
турой управления.
Электропривод с электронным управлением имеет весьма благоприятные перспек-
тивы применения в металлорежущих станках. Помимо достоинств, указанных выше,
привод этого типа имеет еще и те преимущества, что позволяет поддерживать ско-
рость резания постоянной при колебаниях нагрузки, вызванных например, непо-
стоянством припуска или постепенным затуплением инструмента. Он дает воз-
можность работать, в зависимости от надобности, с постоянной мощностью, сле-
довательно, с большим крутящим моментом на низких числах оборотов (автомати-
ческое регулирование напряжения в цепи якоря), либо с постоянным крутящим
моментом (варьирование напряжения в цепи возбуждения). Наконец, в некоторых
случаях имеет значение также и возможность автоматического регулирования ско-
рости соответственно 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-
Способы бесступенчатого регулирования 351
верных станках, в токарных и зуборезных полуавтоматах. Успешные результаты
вксплоатации гидрофицированных поперечно-строгальных и долбежных станков
доказывают, что гидромеханизмы пригодны для привода возвратно-поступатель-
ного движения даже 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
дистанционного управления, быстрое и в тоже время мягкое реверсирование, малые
габариты. Недостатками являются недостаточно жесткая характеристика вслед-
ствие внутренних утечек, влияние подъема температуры на вязкость масла и тем
самым на устойчивость установленной скорости. При низких скоростях работа
гидропривода часто не обладает нужной устойчивостью.
Для вращательного движения гидропривод используется в станках пока еще
«начительно реже. Появившиеся довольно давно гидромоторы 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. Так, например,
гидромотор вращательного движения был применен для вращения шпинделей алмазно-
расточных станков модели Б08 одного из наших заводов. Гидромоторы сходного
типа, разработанные ЗВШС, использованы для привода вращения ведущего круга
в бесцентровошлифовальном станке модели 3180, для привода шпинделя изделия
в круглошлифовальном станке модели 313. Практический диапазон регулирования
оборотов этих гидромоторов достигает Rn — 18-7-20, а иногда и большей вели-
чины. Следует, однако, иметь в виду, что с увеличением диапазона Rn регулирования
гидропривода его к. п. д. т) падает; характер зависимости -ц = f(Rn) связан
с конструкцией гидропривода; поэтому практически используемый диапазон регу-
лирования оборотов гидромотора все же редко превышает 20—25.
В. Регулирование при помощи механических бесступенчатых 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 одного из трех возможных вариантов
бесступенчатого регулирования—электрического, гидравлического или механи-
ческого — остальным двум зависит от условий, поставленных в техническом зада-
нии, различных для каждого конкретного случая. Наибольшие диапазоны регули-
рования, указываемые для упомянутых систем, далеко не всегда могут быть исполь-
вованы: характеристики мощностей и крутящих моментов, изменяющихся в зависи-
мости от числа оборотов в минуту по законам, различным для разных систем
бесступенчатого регулирования, могут не удовлетворять требованиям, предъявляе-
мым к приводу 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 плав-
ности и точности. Для вращательного движения удобнее регулирование электри-
ческое или при помощи механического вариатора, для прямолинейного — гидра-
влическое, при котором отпадают механизмы для преобразования вращательного
движения в прямолинейное, а главное — достигается очень высокая плавность и точ-
ность движения.
При проектировании станка с устройством для бесступенчатого регулирования
конструктор должен учитывать быстрый прогресс в области электро-и гидрообо-
рудования станков, который ведет к тому, что решение, являющееся наилучшим
во время разработки проекта, может уже через сравнительно короткое время ока-
ваться не наилучшим. Поэтому конструкция соответствующего узла (или узлов)
352
Бесступенчатые вариаторы в станках
станка должна быть такова, чтобы переход к другому типу бесступенчатого при-
вода потребовал возможно малых изменений.
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.
§ 43. 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 гп яг; 3--6 и лишь для немногих
достигает гп « Юн-15 (см. ниже). Если весь диапазон Rn регулирования оборо-
Фиг. 359.
тов шпинделя, ходового валика, реечного колеса, ведущего стол, и т. п., требуе-
мый по условиям технического задания, превышает гп, 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-
димо; поэтому в качестве дополнительного устройства может быть взят второй такой
же вариатор или группа из двух-трех таких вариаторов, как это и делается, либо
многоскоростной электродвигатель трехфазного тока, коробка скоростей или
подач любого типа (в том числе и гитара сменных колес;, ступенчатошкивная
передача, сменные шкивы, эпициклический механизм.
Последовательное соединение в приводе нескольких бесступенчатых вариаторов
целесообразно лишь при большой простоте их конструкции и малых габаритах,
так 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 = rm. Пример
подобного решения представлен на фиг. 359, изображающей привод станка для
сверхчистовой отделки. Передача от двигателя к желобчатому шкиву, с которого
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
Способы увеличения диапазона бесступенчатого регулирования
353
шкив, другой представляет собой пару раздвижных конических дисков (см. фиг.
368). 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
все три пары конических дисков одновременно сближаются или раздв паются. Диа-
пазон регулирования каждой из этих бесступенча1ых передач г = 3; следовательно
диапазон регулирования оборотов шпинделя F^l — rn = ‘27. Структурная сетка для
описанного привода представлена на фиг. 360 (а — как для механизма с двумя
ступенями возврата, б—в развернутом виде).
На фиг. 361 изображена лучевая диаграмма для привода, в состав которого
входит хотя бы один бесступенчатый вариатор. Некоторое перекрытие секюров
на диаграмме необходимо, если требует-
ся полная непрерывность ряда оборотов:
относительное проскальзывание элементов фрикционной передачи, падение числа
оборотов электродвигателя под нагрузкой, колебания объемного к. п. д. гидроме-
ханизма не позволяют рассчитывать на получение теоретических предельных чисел
оборотов при всех условиях эксплоатации станка.
Пусть механизм ступенчатого регулирования, последовательно соединенный
с системой бесступенчатого регулирования оборотов, осуществляет q передаточ-
ных отношений
Ч < «г < i-i < • • • < iq •
(43.1)
В таком случае непрерывный ряд п}, . . . пг оборотов ведомого элемента станка
сосюит из следующих бесступенчатых рядов:
=«>...п -б ;
шш 1 1 max 1 ’
ZZiiiln 4* ’ щах ’
П , •?»... 11 б ;
mln о max
(43.2)
<nin-Z9---<ax-Z7 = ^-
Здесь n'min — наименьшее число оборотов бесступенчатого механизма при хо-
лостом ходе;
— наибольшее число его оборотов при наибольшей нагрузке ведо-
мого элемента.
23 Ачеркан Н. С. S(j“>
354
Бесступенчатые вариаторы в станках
Для того чтобы ряд п1. .. п, был непрерывным при всех условиях работы
станка, должны быть выполнены условия (см. фиг. 361)
<nin ’ Z3 < <ax-Z2 •>••••> «т.п<43'3)
В этих неравенствах знак С означает „немного меньше или в крайнем случае
равно".
Система неравенств (43.3) дает
I f
. ^тах . • ^тах • . - о ,лп
Z2<-—4 = —12 = Гп- 12<г-п. li (43.4)
^min Пт1П
и т. д. или в общей форме
z/<rr'-zi- (43.5)
Это неравенство можно
написать также в виде
i/=(k-rnY Ч >
(43.6/
Фиг. 362.
могут стать большими и
если ввести коэфициент /г, несколько меньший или в
крайнем случае равный единице. Отсюда видно, что
в каждом отдельном случае при k = const передаточ-
ные отношения z) составляют геометрический ряд со
знаменателем k rn = k, который зависит, сле-
п m/n
довательно, в основном о г диапазона системы бессту-
пенчатого регулирования. Для механических бессту-
пенчатых вариаторов гл^>1, и нередко окажется
k-rn ©max = 2, вследствие чего конструкция ко-
робки скоростей или подач осложняется; как ясно из
сказанного в § 15 и 16, размеры передач коробки
сама коробка — громоздкой. В подобных случаях можно
взять величину k-rn, следовательно, и k малой, т. е. пойти на значительное
перекрытие секторов на фиг. 361, 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 k а затем и fe.r„ можно воспользоваться соотно-
шениями (43.2) и (43.6), из которых следует:
«2 = «max Z’<Z = «max ( k ’ Гп ’ Z1 = «min ’ Гп ( ’ Z1 • (43.7)
Так как притом л^1п 1]=^, то
llz = ZZj • ГЧп • kq~l ,
откуда
гп у гп ‘
(43.8)
(43.9)
Значение диапазона регулирования Rn определяется предельными режимами
работы станка, диапазона гп — выбранным типом бесступенчатого вариатора.
Число q ступеней регулирования механизма, связанного с бесступенчатым вариато-
ром, которое должно быть выбрано, чтобы возможно было найти k из формулы
(43.9), определяется следующим образом: соо1ношение (43.8) дает, поскольку
коэфициент 1,
= (43.10)
Способы увеличения диапазона бесступенчатого регулирования
355
Следовательно,
<7>!^ и 9 (43.11)
/ lg rn /mu lg гп \ !
Значение </lnIn должно быть, конечно, округлено до ближайшего большего
целого числа. Коэфициент k находится после этого из соотношения (43.9).
Относительное перекрытие w чисел оборотов в отдельных местах непрерывного
ряда пх...п* (при k < 1) составляет, как это видно из соотношений (43.2) и (43.3):
”max ’ Чг; ~ 1 00%. (43.12)
(лтах‘ Л mln) — 1
Подставляя сюда ij — k-rn-ij _ i, получим:
w = Пшах^-Пш!%А-Г- 100°/0 = —100%. (43.13)
«max-«m!n 'n~ X
Если k = const, то и w = const во всей области значений Соотно-
шения (43.9) и (43.13) показывают, что значению qm.a соответствуют k = и
w == 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 (43.9) следующим образом:
п _ lg Rn — lg rn ,
. 4 \g&r№) "* ’ .
т. e. . • •
9 = <43-14>
Наименьшее передаточное отношение z\ механизма, регулируемого по ступеням,
находится из соотношения ,
= (43.15)
nmln
остальные передаточные отношения — из общей формулы (43.6).
Из неравенства (43.4) следует, что коэфициент k не должен быть обязательно
постоянным; поэтому вполне возможно расширить диапазон бесступенчатого регу-
лирования оборотов, используя для привода бесступенчатого редуктора многоско-
ростной электродвигатель с любой градацией чисел оборотов. Если последние не
образуют правильного геометрического ряда, т. е. k =(= const, то также и относи-
тельное перекрытие чисел оборотов w у= const, как следует из формулы (43.13).
Большие возможности в отношении увеличения диапазона регулирования откры-
вает сочетание с бесступенчатым редуктором эпициклического механизма. Пусть,
например, привод вала 11 на схематической фиг. 362 состоит из бесступенчатого
редуктора А, постоянной передачи, условно показанной на схеме в виде простой
зубчатой передачи — с внешним зацеплением, и планетарного механизма zs — ze.
гз
Водило скреплено в данном случае с ведущим валом / бесступенчатого редуктора,
и число его оборотов п, — па. Число п оборотов вала // определяется формулой
-1—, £5, .: . . (43Д6)
«з — и# Zt z6 .
где п3 — число оборотов колеса z3. Если обозначить и — передаточное отношение
бесступенчатого редуктора и -f- ~ ~ — in, то так как л3= zz0-u-Zf, где ic —
Бесступенчатые вариаторы в станках
передаточное отношение постоянной передачи (на схеме — передачи, преды-
дущая формула принимает вид:
п — п0 = n(l(u-ic—и « = «о \ic-’n-u + (1 — (43.17)
Таким образом при пп = const число п оборотов вала II связано в данном
случае с передаточным отношением и бесступенчатого вариатора линейной зависи-
мостью
п = я0 (С, • и С2), (43.18)
где Сг = const и С, = const. Отсюда следует, в частности, что при любых значе-
ниях //, т. е. любой регулировке бесступенчатого вариатора, число п оборотов
ведомого вала конечно.
Зная требуемые предельные числа оборотов вала // zzmln = и пт ,х = nz и
предельные передаточные отношения бесступенчатого вариатора и,„in = ZH и zzi!1:lx —
----- и.,, можно найти необходимые значения ir для постоянной передачи и in
.1.1,1 планетарного механизма. Уравнение (43.17) дает
”1
Пп
«2.
По
h = 1с-‘п-иг + (Л — 1л)-
(43.19)
Отсюда
н
zi• и2 — lz• ui = (1 —1 п) (и-2 — «1)
Zj-(Z3— Z'z’!Zl U2 — «1 - z‘i‘ ui + Lz' U1
U2 — U] ZZ2 — «1
(43.20)
Первое из уравнений (43.19) дает далее
/ — Л — И — z«)
~ «1 in
и после подстановки сюда найденного значения z :
Формулы (43.20) и (43.21) можно также написать, вводя величины диапазонов
регулирования Rn = "г = б_ «1 б И Гп = и.> Л Т. ZZj ’ . е. подставляя iz = Rn'ii и «а = rn ui
в следующей форме:
i = Гп ~ 1 п + z’i (Rn Гп — 1 — Гп! = 1 + h -1т^г ' п 1 ; (43.22)
(43.23)
_______z, (А4 — 1)____
zzi Io — 1 + z'i (Rn - rn]
Если передачи ic и in выполнены так, что zr-z <0, то уравнения (43.19) при-
мут вид
zi — ic • in • zz, + (1 — in) 1 1
z, = —H]+(!—/„) . j
(43.24)
Определяя отсюда значения zr и z'n [или из формул (43.20) и (43.21), заменяя
в них zzj на — и.2 и //2на — tz-jJ получим:
i = Гп ~ 1 = J _ 9 iRn -Гп — Л . 43
п гп — \ гп — 1’
z, = —.------------------ггг • (43.26)
с «1кл — 1— ii(Rnrn~ 1)] v ’
Конструкции механических бесступенчатых вариаторов 357
По найденным величинам ic и in определяются далее с учетом их знаков струк-
тура постоянной передачи привода и числа зубьев всех колес, которые входят
в его состав.
При выборе указанного способа расширения диапазона регулирования следует
иметь в виду, что не все возможные варианты сочетания бесступенчатого вариатора
с эпициклическим механизмом пригодны. Некоторые комбинации могут дать /г оо
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 i =----, наибольших усилии в элементах нри-
«о
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, вклг. ч я сюда и потери, незначителен — не превышает примерно 0,5 квит. 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 кинематической цепи после вариатора, часто имеет
целью не увеличение—или не одно лишь увеличение — диапазона регулирования,
а увеличение передаваемых крутящих моментов до требуемой величины за счет
понижения чисел оборотов.
Особенно простым поддается 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 стайка общего назначения.
§ 44. КОНСТРУКЦИИ МЕХАНИЧЕСКИХ БЕССТУПЕНЧАТЫХ ВАРИАТОРОВ,
ПРИМЕНЯЕМЫХ В СТАНКАХ
Большинство механических бесступенчатых вариаторов, нашедших применении
в станках, принадлежит к классу фрикционных. Сни отличаются большим разно-
образием конструкций и столь же разнообразными эксплоатанионными 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: вариаторы: 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 кон-
струкции (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.
358
Бесступенчатые вариаторы в станках
Если N — нормальное давление на соприкасающихся фрикционных поверхно-
р
стях, то для передачи окружного усилия Р необходимо, чтобы N -> , где / —
коэфициент трения. При N’ < -у будет происходить относительное проскальзыва-
ние поверхностей, сопровождающееся нагреванием и усиленным износом или даже
разрушением их; поэтому устройства, осуществляющие давление нажатия N',
следует рассчитывать с запасом, однако не чрезмерным, так как и слишком боль-
шая величина N' нежелательна,
гулирующиеся бесступенчатые
сообразуется с величиной
передаваемого крутящего
момента. Применяемые в
станках конструкции этого
рода и способы саморегули-
рования рассмотрены ниже.
Наилучшими в этом отношении являются саморе-
перелачи, в которых величина N' автоматически
Фиг. 364.
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 применение
из-за присущего ему недостатка — сильного срабатывания роликов при большой
ширине их (см. § 45А) 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. 363 была использована на приводе к распре-
делительному валу одной из конструкций одношпиндельного автомата.
Ролики изготовляются из чугуна или стали и обычно имеют обкладку из кожи
или пластмассы (текстолита и т. п.) для увеличения коэфициента трения. Материа-
лом для сопряженных дисков служит чугун или машиноподелочная сталь. Если
ролики — без обкладки, рекомендуется делать их из металла, более мягкого, чем
диски: это способствует более равномерному износу их; кроме того, ролики
меньше дисков, и замена их обходится дешевле.
Диапазон регулирования лобовой передачи обычно при схеме по
фиг. 363 он может быть доведен до г^та][~15.
Конструкции механических бесступенчатых вариаторов
359
б) На фит. 364 изображен вариатор, регулируемый изменением угла между
осями, в приводе малого вертикально-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 шпинделю.
В другой модели этого вариатора (фиг. 365) на валу двигателя заклинен кони-
ческий диск 1, на валу передачи к шпинделю — диск 2 в виде полого цилиндра.
Двигатель установлен так, что образующая конического диска перпендикулярна
оси ведомого диска и касается его кольцевого торца по диаметру. Регулирование
оборотов шпинделя производится перемещением двигателя на салазках относительно
Фиг. 365.
оси ведомого вала, эта кон-
струкция лучше предыдущей,
так как точечный контакт в
передаче по фиг. 364 заме-
няется здесь линейным.
В обоих случаях ведущий
диск сделан из стали или
чугуна, ведомый — из тексто-
лита.
Диапазон регулирования
передач этого типа не пре-
вышает г„~3.
Передача может быть сде-
лана саморегулирующейся (са-
мозатягивающейся), если при-
менить в ней пару косозубых
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.
колес, как показано на фиг. 365. Действительно,
дГ — р’__________sin.2^
cos3 3 — f-tg а ’
(44.1)
где Р'—окружное усилие в зубчатой передаче;
Р—угол наклона зубьев;
а—угол зацепления;
f—коэфициент трения
С другой стороны,
на зубьях.
Р'-r= P-R,
где Р — окружное усилие в
N'
фрикционной передаче. Следовательно,
R sin 2? ,
=---- • ---Го---------— const,
Г COSa р — 7-tg а ’
(44.2)
(44.3)
т. е. нормальное давление N' самоустанавливается пропорционально Р. Подбором отно-
шения -у- и угла р можно сделать отношение N':P равным желаемой величине,
например, при /=0,12 — равным 1:0,12 = 8,5.
При реверсировании двигателя усилие А направлено в противоположную сто-
рону. Если реверсирование используется для холостых ходов (вывинчивание мет-
чика в сверлильных станках, где чаще всего применяется такая передача), то Р, N',
Р и А незначительны, 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 оборотов
(см. ниже) представляет саморегулирующийся конусный вариатор без промежуточ-
ного звена. Схема его работы изображена на фиг. 366, разрез на фиг. 367.
360
Бесступенчатые вариаторы в станках
На валу 7, вращающемся со скоростью па, заклинен фрикционный конус /,
который можно передвигать в осевом направлении вместе с этим валом или вдоль
него по направляющей шпонке. Этот конус соприкасается с внутренним конусом 2,
который заклинен на валике, общем с зубчатым колесом 4. О г последнего вра-
щение 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. 367). При /zu const число
оборотов конуса 2, следовательно, и вала II зависит только от относительного
положения конусов 7 и 2 (ср. верхний и нижний рисунки на схеме).
Благодаря тому что корпус 3 может свободно поворачиваться около вала 7/,
передача обладает способностью автоматически приспособляться к величине пере-
даваемого крутящего момента:
nut./ 1 J
Фиг. Зр6. Фиг. 367.
контакта фрикционных конусов достигалось давление, которое обеспечивает пере-
дачу момента, требуемого нагрузкой на ведомом валу (см. § 45). Вследствие
этого относительное скольжение трущихся поверхностей, неизбежное здесь, по-
скольку вершины конусов 7 и 2 не совпадают, остается при всех нагрузках
приблизительно постоянным, около 2 — 3",0.
Конус 7 передвигается в осевом направлении вместе с валом двигателя спе-
циальной конструкции или, как упоминалось, вдоль вала вместе со втулкой, на
которой заклинен конус. Реже встречаются конструкции, в которых передвижным
является внутренний конус.
Ведущий фрикцион 7 изготовляется из чугуна или стали типа ШХ15, ведомый —
из текстолита в виде кольца 2 (фиг. 367), 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. 367) при вращении ко-
нусов прогоняется центробежной силой воздух, который по пути ,< выходному
широкому отверстию охлаждает трущиеся поверхности.
Диапазон регулирования фрикционной передачи вариатора описанного типа
колеблется в пределах /n = 1,25-4-5.
Конструкции механических бесступенчатых вариаторов
361
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 типа изображена на фиг. 368, а
(диски сдвинуты до отказа, передаточное отношение и - uniax) и б (диски раздви-
нуты, = Во втулке 7 находится пружина, которая стремится сблизить,
диски, поэтому при перемещении двигателя вдоль салазок маховичком 2 раздвиж-
ной шкив самоустанавливается, и должное натяжение ремня всегда обеспечено.
Раздвижной шкив может находиться
па: он регулирования Гп < 2. Простота и
дешевизна этого устройства очевидны из
фигуры.
б) На фиг. 369 показана схема устройства
раздвижного шкива под клиновые ремни. Левые
конические диски 7 жестко связаны с ва-
лом, правые диски 2 можно передвигать .
все одновременно в осевом направлении, 1
вращая винт 5. При этом он перемещает
втулку 4 (которой не позволяет вращаться
рычаг 6), а вместе с этой втулкой — де-
таль 3 и диски 2.
Как видно из фигуры, при регулировании
вариатора ремни передвигаются также в бо-
ковом направлении; следовательно, управле-
ние дисками обоих шкивов должно быть
сблокировано, иначе регулировку вариа-
тора производить находу нельзя. Суще-
ствуют конструкции, в которых винт с пра-
вой и левой резьбой сдвигает или раздвигает
оба диска, образующих канавку для ремня, симметрично, благодаря чему комплект
ремней в сторону не перемещается.
Вариаторы этого типа изготовляют для мощностей примерно до 100 л. с, однако,
они особенно пригодны для передачи небольших мощностей в приводе быстроход-
ных станков (один —два клиновых ремня). Диапазон регулирования зависит отчасти
от величины передаваемой мощности; тпгаах~4.
в) Вариаторы с двумя парами раздвижных конических дисков и колодочным
ремнем получили довольно большое применение в самых различных станках — токар-
ных, сверлильных, фрезерных, карусельных и др. Они используются в приводе
главного движения в виде узла, установленного отдельно, либо встроенного в станок.
В рычажную систему управления вариаторов этого типа введены специальные
детали, коюрые обеспечивают постоянство натяжения колодочного ремня при сдви-
гании одной пары дисков и одновременном раздвигании другой.
Бесступенчатые вариаторы в станках
Диапазон регулирования вариатора с колодочным ремнем зависит от его раз-
меров и может составлять от гя=1,5 до гя = 18; большая часть моделей имеет гп < 8.
Вариаторы этого типа строятся в настоящее время для мощностей нормально
до 75 л. с., сравнительно дешевы и конструктивно несложны. Однако они несколько
громоздки и поэтому в небольшие станки встраиваются с трудом. Ремни с дере
ияннмми к'ллппкями тпебгют пои нппмялкной ...______
Фиг. 370.
3. Вариаторы с двумя парами раздвижных конических шки-
вов, связанных стальным кольцом, отличаются большой компактностью,
благодаря которой легко встраиваются в шпиндельную бабку станка даже малых
размеров (см., например, фиг. 370, передняя бабка круглошлифовального станка
Фиг. 371.
модели ЗД16). Главным образом по этой причине механизм данного типа получил
применение в довольно многих моделях сверлильных и шлифовальных станков.
Для станков других типов его мощность (N12 л. с. при п=1440 об/мин)
нередко недостаточна.
Другими достоинствами вариатора данного типа являются его саморегули-
руемость — в этом отношении он сходен с вариатором по фиг. 366 — и малое
колебание установленного передаточного отношения.
Условие успешной работы этого вариатора — тщательное изготозление кольца
и дисков раздвижных шкивов; они должны быть сделаны из износостойкой стали,
Конструкции механических бесступенчатых вариаторов
363
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°/0, Ni = 0,26% и Мп = 0,19%.
Диапазон регулирования этих вариаторов гп < 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. 371. Как видно
из этой схемы, вершина конической поверхности промежуточного ролика при
повороте его описывает дугу, близко расположенную к оси фрикционных чашек.
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
Фиг. 372.
поверхностей ролика и чашки здесь разнятся незначительно. Этим обусловлен
наблюдаемый в эксплоатации малый износ фрикционных поверхностей, что является
большим достоинством вариатора (фрикционного трансформатора) Светозарова.
Другие достоинства его — автоматическое прижатие рабочих элементов с исполь-
зованием сил инерции при резких колебаниях нагрузки, компенсация погрешностей
изготовления или износа самоустановкой деталей, простота и удобство регулирова-
ния передаточного отношения в покое и находу, наконец, простота обработки
фрикционных поверхностей.
Лабораторные и эксплоатационные испытания вариаторов Светозарова показали
хорошие качества их— надежность в работе, износостойкость, простоту управления,
устойчивость передаточного отношения при колебаниях или изменении нагрузки
(колебания его не свыше О,25°/о), к. п. д. порядка 0,9 и выше, достаточную бес-
шумность. Регулировка их требует известного опыта.
Конструкция вариатора Светозарова в исполнении с фланцмотором показана
на фиг. 372.
Чашки вариатора изготовляются из стали, ролики — также из стали или тек-
столита; при одинаковых размерах фрикционных тел и одном и том же числе
оборотов мощность, передаваемая вариатором, в котором все фрикционные
детали изготовлены из стали ШХ15 и закалены до /%. = 60-н 65, в 2—2,5 раза
больше, чем при сочетании стальных чашек (Ст. 3 или Ст. 5) с текстолитовыми
роликами.
Диапазон регулирования вариаторов Светозарова гп = 4-ч-8, сдвоенных — гп =
-16н-64. Они строятся для мощностей примерно до 35 л. с.
361
Бесступенчатые вариаторы в станках
Б. Из цепных бесступенчатых вариаторов в станках нашел применение лишь
вариатор с раздвижными желобчатыми коническими дисками, используемый в
токарных и других станках. Достоинства этого вариатора — плавная и бесшумная
работа, способность передавать большие крутящие моменты, простое управление;
Фпг. 373.
Фиг. 374.
недостаток — сложность изготовления как раздвижных желобчатых дисков, так
в особенности цепей.
Что касается точности и постоянства передаточного отношения этого вариатора,
то, вопреки установившемуся мнению, эго отношение колеблется довольно значи-
тельно. Опытное исследование, произведенное инж. В. А. Бравичевым в лабора-
тории одного из наших станкозаводов в 1947—1948 гг., показало, что на холо-
стом ходу колебания передаточного отношения достигают 3—3,5"
Несмотря на сложность изготовления вариаторов данного ыша, очи получили
довольно большое распространение в станках, чему особенно способствует ком-
пактность конструкции. Для примера на фиг. 373 и 374 изображены привод
вращения шпинделя и привод подач радиально-сверлильного станка; в обеих цепях
исполь >ован цепной вариатор упомянутого типа. Вращение шпинделю пере-
дается от двигателя через такой механизм и двухваловую передачу с двойным
Расчет механических бесступенчатых вариаторов
365
блоком зубчатых колес = ’> диапазон регулирования бесступенча-
той передачи = следовательно, диапазон регулирования оборотов шпинделя
Rn = 7 • 1,5• 4.75 = 50. В цепи подач вращение червячному валу передается через
второй такой же вариатор (фиг. 374) и планетарный механизм, благодаря чему
подачи шпинделя можно бесступенчато изменять в пределах 0—600 мм’мин. Ком-
пактность и простота обоих приводов по сравнению с обычными коробками ско-
ростей и подач радиально-сверлильных станков видны из фигур.
Диапазон регулирования цепных передач этого типа 10; чаще всего г = 4-4-6.
§ 45. РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКИХ БЕССТУПЕНЧАТЫХ ФРИКЦИОННЫХ ВАРИАТОРОВ
А. Передаточное отношение
При определении передаточных отношений фрикционной передачи нередко
пренебрегают относительным скольжением на фрикционных поверхностях. Например,
для лобового вариатора (см. схему на фиг. 375) обычно указывается формула
п г
По R ’
(45.1)
где R—радиус ведомого диска, отнесенный к середине ширины ролика, прини-
мается за рабочий радиус. Отсюда n./?=const при n0 = const, т. е. кривая чисел п
оборотов ведомого вала ц в зависимости от расстояния R имеет форму равносто-
ронней гиперболы. Между тем совершенно 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 Ms max, при котором
наступает 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. 375), одинакова: т>1 = ^О^бО м сек> в точках же отрезка AD, при-
надлежащих поверхности диска, скорость v2 пропорциональна радиусу, следова-
тельно, изменяется по линейному закону; поэтому, вообще говоря, ф v2 и =
= — V, 0. При нормальной работе передачи, без буксования, существует
366
Бесступенчатые вариаторы в стачках
точка соприкасания В, в которой и Дц = 0; во всех остальных точках от-
резка АО либо Дц > 0, либо Д-и < 0. То же имеет место для более общего слу-
чая фрикционного вариатора в форме двух конусов (фиг. 376). При обозначениях,
принятых на схеме фиг. 377, а, рабочий радиус R' определяется из уравнения
крутящих моментов на валу //:
Ч = f-p (4 + с) -f-p =
= /-р|4 (Я1-Я-2) + с (Я1+Я)]- (45.2)
Здесь f— коэфициент трения на фрикционных поверхностях,
р — линейное удельное давление, принимаемое постоянным.
Из схемы получается
/?1 = r—I у - 4( 4+41sin 52= R — 4 (4—4sin 8э: I
г 1 А 1 А \ (45.3а)
Я3 = /? + [с stno2 = /?+ c)sin82. j
Отсюда
= и /?,+^2=2/? + c.sin8a. (45.4)
Подставляя эти значения в уравнение (45.2), получим
Ms = f’P [— "4"^ +c(2/?4-c-sin82)] =
= f-p ^c2-sin 8a + 2R-c — sin o2)
или
, . % \9 . ГЛГД/ . \ Г/^ Sin SoV *i Afe-sino-l o
(c-sin 82)2+2/?(c-sino2)- I—2 ) + y- 4=o
и далее, подставляя c-sin32 = /?'—R (см. фиг. 3 77, a),
(R' — Rf -4- 2A? (/?' - /?)-^ЦА2У+ ^^] = 0.
Отсюда
t-sin 62.2 । Afs-sin й2
,~2 / +~y:P~
или также
R‘ = R
. , zb-sinoj .2 Afs-sin62
+ \f~2R~~ J + f-p-R^
(45.5a)
(45.6a)
(45.7a)
При расположении точки В по фиг. 377, б уравнения (45.3а) принимают вид
7?! =/? + 4^2 -C'Sin82: ^2 = ^“4(4 +C)Sin8* (45-36)
а уравнение (45.2) после подстановки в него значений и /?,:
(c-sinSj)* — 2A’(c-sino2)— —б~~ I — ~~лё---4=0. (45.56)
L\ z J BP J
Так как в этом случае c-sin82 = Z? — R‘ (см. фиг.), то предыдущее уравнение
можно написать в форме
{R _ «у _ 2R(R - А') - о,
Расчет механических бесступенчатых вариаторов
36“
из которой получается
Afj-sin 62
~7:Р
f-p-R2
(45.66)
(45.76)
В дальнейшем верхние знаки относятся к случаю распределения давлений по
схеме фиг. 377, а, нижние — к схеме фиг. 377,6".
Если необходимое прижатие конусов производится давлением Q, действующим
вдоль оси вала II (например, пружиной), то р — , и уравнения (45. 7) при-
- ч х а хл । - sin о о
пи.мают вид
(45.8)
Положения точек линии соприкасания
конусов можно определить также их рас-
стояниями от вершины О ведомого ко-
нуса; подставляя в последнюю формулу
A? = /.sino2; 7?' = I' -sin о.,,
Фиг. 377 а.
где I = ОС и Г — ОВ, получим
(45.9)
Лобовой вариатор является частным случаем, получающимся из рассмотренного
случая при S, = 90' (см. фиг. 375); для него /? =/-sin Ф, — Z; /?' = /'• sin 32 = Г,
и формула (45. 9) принимает вид
"-1' Ш’+тчЙ. («. 10)
На участке АВ > Dj, на участке ВО г>2 < v2. Если бы точка В распола-
галась вне отрезка АО дальше Д, это значило бы, что во всех точках линии
касания AD z>2 vJf т. е. происходит буксование. Точка В располагаться дальше
точки D не может, так как тогда было бы везде v2 > vt (ведомый вал стано-
вится ведущим, что было бы возможно только в периоды торможения, если
тормоз посажен на ведущем валу). Поэтому, чтобы не было буксования необходимо
выполнение условия:
(45.11)
Бесступенчатые вариаторы в станках
или на основании формулы (45. 9)
Отсюда для обоих случаев
Ms<f-Q-l и lim Л4Л. тах = Л42 =/• Q-Z.
(45.12)
Значение М2 — f-Q-l (для лобовой передачи Л'12 = f • Q - р) является, следовательно,
пределом крутящего момента на ведомом валу. При больших значениях /И5, если
сила нажатия Q не будет увеличена (например, подрегулировкой пружины), ведомый
конус или диск будет буксовать.
При Лфд^еО, что соответствует холостому ходу станка, из уравнения (45. 9)
след\ет:
/' /
г. е. даже и в этом случае Г > I (для лобовой передачи /?' > /?).
Таким образом для рассматриваемой фрикционной передачи действительное
передаточное отношение:
п ______ г г + (Г — sin
/г0 /<' /' - sin б2
Как следует из предыдущего, оно может довольно значительно
отношения, получаемого при пользовании приближенной формулой:
и — /?’•
Для лобового фрикционного вариатора г = const (sino2=0)H
п г
и = — = — =
п0 К'
(45.13)
отличаться от
(45.14)
4
Полученные результаты показывают, что при одном и том же относительном
положении сопряженных трущихся элементов передаточное отношение фрикцион-
ного вариатора зависит от крутящего момента Ms 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. необходимый крутящий момент Ms может быть весьма
различен, так как он зависит от обрабатываемости заготовки, ее ; иаметра или
диаметра инструмента, глубины резания, подачи и пр. Отсюда следует, что при
любом построении 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 электрома-
гнитный) должна быть предусмотрена возможность отключения его.
Некоторые бесступенчатые вариаторы сконструированы так, что увеличение
крутящего момента на ведомом валу сопровождается автоматическим увеличе-
нием давления Q (передачи по фиг. 366 и 367 и др.). Как видно из формул (45. 12), эта
особенность является достоинством таких передач.
Расчет механических бесступенчатых вариаторов
36 9
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. 375 и 376 элементарная работа
трения на участке BD, где vl > т)г,
(1АХ = f р • dx(r • <uj — R' а>2). (45.15)
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;
u>j и ш2 — угловые скорости соответственно валов I и II;
/ и р имеют прежние значения.
Аналогично для участка ВА, где и х < 0, элементарная работа трения
<1А2 = —/-p-dxRR'M,, — г • mJ = f-p-dxlr-u^—R-^. (45.16)
В обоих случаях, поскольку координата х отсчитывается от В (см. фиг. 375).
г = г' + х sin 8j ; R = R' -ф x sin 82
и
r • cu( — R <u2 = r a>j — R' • o>2 -j- (<Uj sin 8j — ш, • sin o2). x,
а гак как г' • —/?'-ш2=0 (в точке В скольжения нет), то
г u)j — R • ш2 — (<Dj • sin 8j — <d2 • sin o2) • x. (45.17)
Обшая работа трения
4-^
А = f.p \ (оорsin Oj — сю2. sin S2)l xdx 4- j* xdx^ —
о о
= ! <'0Jl sin 51 — Ш2 • Sin 82 I [(4~ + C ~ C/”] =
= | (<dj - sin O] — <u2.sin o3) i (62 + 4c2). (45.18)
rn Q WZj
Подс1авляя сюда p = у-—у , ='3Д ’ “a ~ ‘эд’ и выражая мощность, поте-
рянную на грение, в л. с. (все размеры передачи — в мм), получим
,, /-Q-тс I (ni-sin о,—д. sin в.,) I ,, , , ,
- 9-Wsin8;—-<b +4с) л-с-
или также
= /Q.&!(^sin 61- n2.s1no2)| Г / 2с yi с
тР 2,9-lO-sin о2 [ \ b / J 4
__ л
Здесь с = , гДе R' определяется формулами (45. 7).
Для лобового вариатора 8j = 0, о2 = 90°, и поэтому
""»=тзло?[1 + (тЛл с- <45'21»
24 Ачеркан Н. G 565
370
Бесступенчатые вариаторы в станках
Для вариатора, работающего по схеме фиг. 366, 8, = В2 = 8 (см. фиг. 366
и 367) и
[i + (4)2] г-с- f45'22)
Аналогичным способом можно определить также мощность, теряемую на трение,
в вариаторах с промежуточным кольцом или колодочным ремнем.
При передаче вращения посредством фрикционного вариатора наблюдается
падение числа оборотов ведомого вала под нагрузкой (скольжение передачи) при
неизменной скорости ведущего ва-
ла — явление, аналогичное наблюдае-
мому в работе ременной передачи.
Величина этого скольж?ния зависит
не только от нагрузки, но и от пе-
с'ч/й! 1 > Г I ।
об/мин ведущего бала и ведомого_
1тесрети'!егкое)
чОО--------
—Уиспо об/мин ведомого бола__________
(действительное) | ;
3000 as 0 г Неба,
Фиг. 378а.
Фиг. 3786.
редаточного отношения, а в некоторых вариаторах и от других факторов,
и б приведены полученные в лабора-
тории ХСЗ им. Молотова кривые для пере-
дачи по фиг. 370 при и = 1 :1 и и =
= 1:2,21; в данном случае скольжение
изменяется монотонно с изменением пере-
даваемой мощности и несколько больше для
и = 1 : 1, чем для и = 1 :2,21. Иные резуль-
таты получились при испытании вариатора
по схеме фиг. 366 в приводе токарного
станка. Как видно из диаграммы фиг. 379,
при числе оборотов шпинделя п — 153 в
минуту скольжение фрикционного вариатора
с увеличением сечения стружки все время
возрастало; при п = 107 и 75,8 об мин, оно,
напротив, сначала возрастало, затем начинало
падать более или менее резко.
Из помещенных здесь диаграмм видно,
что скольжение исследованных вариаторов
достигало в отдельных опытах 8°'о (вариатор
по схеме фиг. 366) и даже 14°/0 (вариатор
с раздвижными коническими шкивами и
стальным кольцом); последняя цифра чрез-
мерно велика и была обусловлена ненор-
мальными условиями опыта. Во всяком случае отсюда ясно, что при проекти-
ровании привода с фрикционным вариатором пренебрегать скольжением не сле-
дует; оно может быть учтено при выборе числа оборотов ведущего вала бессту-
пенчатой передачи следующим образом.
Пусть требуемые предельные числа оборотов ведомого вала передачи будут
= пт|П и rtz = «шах. наименьшее передаточное отношение wmin, наибольшее итах-
Следовательно,
«1 = »0-Mmln(l -ф'); пг = «0-«,пах(1---Ф")> (45.23)
Сечение стружки
Фиг. 379.
Расчет механических бесступенчатых вариаторов
371
п
1,0 —
0,3 0,8 0,7 1,0 0,9 0,8 0,7 /V,=5. гс N,=1t Тле.
Л.с.
W Qcf =з£=з >
0,8 1
/V/ '2лс /7,= 4> 1.С.
0,7 1 J 1 _| -J -J 1
I 11 I I 11_I-J_1-J__I_—I——I——।—— п?
0,4 Цб 0,8 10 7,г $4 16 t 1,8 t 2,0' 2,2 2,4^
600 900 1200 1500 1800 2100 2400 2 700 3000 33003800
пг
Фиг. 380.
1 234 567 89 Юле.
Мощность при наименьшей скорости
ведомого вала
Фиг. 381.
372
Бесступенчатые вариаторы в станках
где ф относительная величина скольжения, n(j — искомое число оборотов ведущего
вала. Отсюда:
«1-«г
«О • «Ш.п-«Шах(1—'Л ;
1/_______П1'П2_____
У “minimax (!-Ф')(1 - У') ’
и если принять ф' = ф" = ф, то
"0= Т—75
П1-»г
umln‘umax
(45.24)
В случае отсутствия опытных данных относительно величин ф для вариатора
выбранного типа лучше принимать с некоторым запасом ф ~ 0,1, т. е. рЦр ~ 1,1-
Некоторые бесступенчатые вариаторы сконструированы так, что Mmin = —— ;
^max
в таком случае wmin-Mniax= 1, и формула (45. 24) принимает еще более простую
форму:
1Л «1 -п,
"°---------------------Пгу
(45.25)
(ср. с формулой (28. 13) для ступенчатошкивной передачи с одинаковыми
шкивами].
В отношении действительных величин к. п. д. бесступенчатые вариаторы
исследованы еще далеко не достаточно. Имеющийся материал указывает на значи-
тельную зависимость к. п. д. от конструкции вариатора, формы и размеров его
фрикционных элементов, от величины передаточного отношения и, как и для всех
вообще передач, от нагрузки. Для примера на фиг. 380 приведена диаграмма у =
для ваРиат0Ра В- А- Светозарова (здесь н2 и —числа оборотов в ми-
нуту ведомого и ведущего валов) при = const = 1440 об/мин. и различных
мощностях от N = 2 до N = 10 л. с. Как видно из этой диаграммы, при полной
нагрузке (N ~ 8 10 л. с.) к. п. д. этого вариатора достигает значений
около 0,92-г-0,95 и остается неизменным в большом диапазоне передаточных
отношений. На фиг. 381 приведены кривые т) = F (N), полученные при исследо-
вании вариатора с колодочным ремнем мощностью А’ = 10 л. с., с диапазоном
регулирования гп = 4.
В. Методика расчета фрикционных вариаторов
Для расчета бесступенчатого вариатора следует прежде всего определить,
исходя из величины крутящих моментов на ведомом валу, наибольшее окружное
усилие Р на фрикционной поверхности и соответствующее этому усилию наи-
Р ' ' , Р
оольшее нормальное давление N = у, где / коэфициент трения. Если N < у, то
происходит относительное скольжение трущихся поверхностей, они на! реваются
и быстро изнашиваются или разрушаются. Необходимо поэтому рассчитывать меха-
низм, осуществляющий давление нажатия, с некоторым запасом. Преимуществом
самозатягивающихся фрикционных передач в этом отношении является то, что они
автоматически регулируют давление нажатия соответственно величине передаваемого
крутящего момента.
Для передач с промежуточным элементом трапецоидального сечения (колодочный
ремень, стальное кольцо) вместо f следует подставлять приведенный коэфициент
трения f = F (J, а), где а — угол между боковыми сторонами этого сечения (угол
1 Расчет этих вариаторов приводится потому, что они имеют большое значение для
современных станков, а в курсе « Детали машин' методика расчета фрикционных вариа-
’оров не рассматривается.
Расчет механических бесступенчатых вариаторов
373
между образующими противолежащих конических дисков). В отношении величин
коэфициента f фрикционные передачи исследованы мало; для расчета можно
брать f из табл. 13, как для фрикционных элементов муфт, а для встречающихся
здесь сочетаний кожа-металл и дерево - металл соответственно /= 0,2-?-0,3
и f= 0,3-л-0,45.
Исходя далее из найденной величины давления N', определяют местные напря-
жения на площадке соприкасания фрикционных поверхностей, пользуясь, например,
формулами Н. М. Беляева. Вычисленное контактное напряжение о не должно пре-
вышать: а) при теоретически линейном контакте (лобовая передача, вариаторы
со стальным кольцом и др.) атах ~ (0,25-4-0,30) • Нв кг{мм*, где Нр— число
Фиг. 382.
твердости по Бринелю, — для сочетаний сталь-сталь, сталь-чугун, чугун-чугун;
для текстолита и материалов на асбестовой основе ошах ~ 12---14 KijMM*', б) при
теоретически точечном контакте — соответственно о,пах х (0,35 ~ 0,40) Нв кг>мм2
и Зтпах ~ 18-4-20 кг\мм".
Если произведенный проверочный расчет приводит к значениям з, существенно
превышающим указанные атах, то необходимо изменить размеры фрикционных
элементов и повторить расчет.
Для вариаторов с непосредственным касанием ведущего и ведомого элементов
определение расчетных усилий особенно просто.
Бесступенчатые передачи с устройством для саморегулирования соответственно
передаваемому крутящему моменту следует проверять в отношении правильности
выбора основных размеров этого устройства. Так, например, корпус зубчатой
передачи и фрикционный конус В вариатора по схеме фиг. 382 будет самоустана-
вливаться, создавая необходимое окружное усилие Р на фрикционных поверх-
ностях, если будет выполняться условие, легко получаемое из фиг. 382;
P-CF+ > Q-OC
ИЛИ
Р(а • cos -[ + /?)+ РА > Q а • sin у. 745.26)
Здесь m — модуль колес и z2, значения остальных букв указаны на схеме.
374
Бесступенчатые вариаторы в станках
_ ,, ms, „ л P-cosa г, 4- z2
Так как Рг — = Р- hp Q =------7-— и а = m ——> то это условие может быть
написано в форме
Z, Zo । л । л 4~ Zo S i П Т COS а г-
m -- cos у + /? + /? > m - -----у------. (45.27)
Следовательно, при всех относительных положениях фрикционных конусов
должно быть:
Д 0 + f- У” * -«» Т) (45.28)
или иначе
m-z1 / sin у • cos a \
/? > - - 2 - ----у-------cosy). (45.29)
этого нера-
наибольшей
Фиг. 383.
Правая часть
венства достигает
величины при 7 = 7тах (всегда
О <7 у < 90°), когда sin у имеет
наибольшее, a cosy наимень-
шее значение. Так как (см.
схему)
Л2 — a2 -[R—ry-
C0S^~~2a(R^j----
где А — расстояние между
осями валов I и III и пере-
менна толькр величина радиу-
са г, то cos у принимает свою
наименьшую величину при
г = Гт1п- Следовательно, про-
верку величины /? достаточно
выполнить для положения,
отвечающего наименьшему пе-
редаточному отношению и =
^min
— - д вариатора.
Бесступенчатые вариаторы с раздвижными коническими шкивами и клиновыми
ремнями рассчитываются аналогично клиноременной передаче. Если гибкой связью
служит колодочный ремень, то расчетные усилия могут быть определены следую-
щим образом.
На схеме фиг. 383 выделим один участок ремня, обозначенный номером /
и состоящий из одной колодки (заштрихованная часть) и прилегающих частей
ремня. Весь ремень разбивается таким образом на одинаковые участки, причем
каждому из них отвечает угол обхвата р на шкиве; пусть притом наименьшее
число колодок, одновременно прилегающих к шкиву, равно k. Если не принимать
в расчет центробежных сил, действующих на ремень, то, пользуясь схемой, можно
написать
S7-cos=Sy_ 1 • cos-y-+ Pj и Sy sin-ф Sy_j-sin-g-= Qy. (45.30)
Так как профиль канавки шкива и поперечное сечение колодки имеют форму
трапеции, то силы Pj и Q. связаны известным соотношением:
P^f’-Qj,
где /'—приведенный коэфициент трения, зависящий от угла 2а профиля колодки.
Уравнения (45. 30) можно поэтому написать в виде
(S7.- Sj-i) cos 4 = /'• Qj’> - Sy-Osin A = Qf,
Расчет механических бесступенчатых вариаторов
375
COS -----Р )
(45.31)
cos (-2-+ р)
01 куда
•S/-V1 ___________/
+ s/-i tg (90’ -
я далее при / = tgp, где р — угол трения,
sf tg (90° - "2“) + tg р
s/-t tg (W - 4) - tg p
Вводя обозначение
I ₽ \
COS -X- — P
—И---------r = <7’ (45-32)
COS I — + p )
можно, следовательно, написать
3,- = S7__i -q
и для последовательных участков ремня, т. е. при j = 1,2, . . . . , k.
S1=S0-t/; S, = Svq =S0-q-- S:l = S2-q = Sn-qs ;. . . ;SK = S,,-qK (45.33)
Здесь 30— натяжение в сечении т0 ремня, т. e. вето ведомой ветви, — натя-
жение в сечении Sj, . . . . , Sf, — натяжение в сечении sk, т. е. в ведущей ветви.
Окружное усилие
и так как по уравнению (45. 30)
Py = (S7 — S7-i)cos-|- = So(<77—<7/-1)cos-|-,
TO
к
P = So cos 4 (/- q '-1) = S0(q‘ - 1) cos 4 , (45.34)
/-1
и натяжение в ведомой ветви
Натяжение в ведущей ветви
= So • qK = Р—• —Ц- . (45.36)
? -1 cos4
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
So = Р-^-г- и S,t. = Р —<-т . (45.37)
qK— 1 qK - 1
Угол трения p = arctg/' определяется из формулы для приведенного коэфи-
циента трения: /' = —-— , где а — попрежнему (см. стр. 372) угол между боко-
siny
выми сторонами трапецеидального сечения ремня.
376
Бесступенчатые вариаторы в станках
По величине силы проверяется это сечение.
В предыдущих формулах величину Р целесообразно брагь с некоторым запа-
сом— на 20н-30°/о больше полученного расчетом значения.
Проверочный расчет фрикционных деталей на контактные напряжения произ-
водится для наиболее нагруженной колодки k. Нормальное давление Nk на с генку
канавки шкива определяется по формуле
Qk
1V. =--------------,
2sin(^-+P^|
причем из уравнения (45. 30)
Qk = (SK + S„.-1) sin = S,c ( 1 ---) sin -гр-
или, гак как Sk—Sk.\ • q, 10
Q,< = SK - sin -4- .
Сле товательно,
Подстановка сюда
к формуле:
преобразований
(4 5.39)
(45.38)
Для дерева можно допускать контактные напряжения « 8 ~~ 9 кг мм1.
Проверочный расчет фрикционных вариаторов с промежуточным стальным
кольцом, толщина которого велика сравнительно с диаметром (как, например.
в вариаторах с раздвижными конусами и стальным кольцом), производиich с по-
мощью методов, излагаемых в теории кривых брусьев.
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
1. Беляев Н. М., Местные напряжения при сжатии упругих тел. Сб. «Инженерны-.-
сооружения и строительная механика*, 192,.
2. Кожевников С. Н., Работа фрикционной передачи с регулируемым числом обо-
ротов, ,Орга-информация“ № И, 1934.
3. Кузьмин Г. Л., Динамический характер передаточного отношения и наивыгоднейшес
нажатие в скользящих фрикционных передачах, „Вестник металлопромышленности*
№ 11. 1935.
4. Малышев А. П., Об опретелении передаточного числа у фрикционных передач,
„Сборник научно-исследовательских трудов Московского текстильного института",
т. 5, 1937.
6. Решетов Д. Н., Расчет деталей станков, Машгиз, 1945.
6. Решетов Д. Н., Фрикционные передачи и вариаторы, Энциклопедический справочник
„Машиностроение*, т. 2, Машгиз, 1948.
7. Светозаров В. А., Фрикционные трансформаторы, Сб. „Исследования передаточных
механизмов*, ЦНИИТМАШ, кн. 4-я, Машгиз, 1947.
В. А ч е р к а и Н. С., Определение основных параметров механизмов для ступенчатого
регулирования, связанных с бесступенчатым редуктором, „Труды Московского станко-
инструментального института*, вып. 2, 1938.
ГЛАВА IX
ШПИНДЕЛИ И ВАЛЫ И ИХ ОПОРЫ
§ 46. НАЗНАЧЕНИЕ ВАЛОВ И ШПИНДЕЛЕЙ В СТАНКАХ.
ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ К НИМ
Валы станков являются, наряду с различного рода передачами, основными эле-
ментами узлов, имеющих своим назначением преобразование движения и передачу
крутящих моментов, сопровождающуюся обычно и изменением их величины. Скру-
чивающим напряжениям в материале этих деталей сопутствуют большей частью и
напряжения изгиба, растягивающие или сжимающие напряжения. Характер напря-
жений, испытываемых валом, зависит от условий работы и от конструкпии той
части механизма, в состав которой он входит.
В большинстве случаев валы станков и шпиндели только вращаются в своих
опорах. 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 ьозвратно-поступательное движение
(штоссели зубодолбежных станков, шпиндели хонинговальных станков, осциллирую-
щие 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 детали. К числу этих требований относятся:
а) Достаточная жесткость. При чрезмерном изгибе валов коробки скоростей
нарушается правильность и плавность зацепления сидящих на них зубчатых колес, давле-
ние в подшипниках скольжения концентрируется у их торцев, что влечет за собой
быстрый износ подшипника и шейки, подшипники качения перегружаются, затруд-
няется перемещение вдоль вала передвижных колес, блоков и муфт. В случае не-
достаточной жесткости на кручение ходового валика или ходового винта токарного
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 шпинделя,
на котором посажен ротор встроенного электродвигателя, может привести к по-
вреждению изоляции обмоток и серьезной аварии двигателя.
Уменьшение деформаций этих деталей может быть достигнуто различными
конструктивными средствами. Наиболее действенными являются:
1) Увеличение диаметра при возможно малой длине (см., например, фиг. 300).
2) Применение промежуточных или добавочных выносных опор (см. фиг. 384).
3) Разгрузка шпинделя или вала от действия изгибающих моментов (см. §32, В).
4) Расположение детали, ведущей шпиндель или вал, возможно близко к месту
приложения силы, вызывающей деформации. Для этого зубчатое колесо, заклинен-
ное на шпинделе, помещают по возможности непосредственно позади передней
378
Шпиндели, валы и их опоры
опоры (см. фигуры в § 37). Изредка это колесо располагают даже впереди передней
опоры. Пример такого конструктивного решения приведен на фиг. 385 (шпиндель
токарного станка). Большое зубчатое колесо 2, используемое для передачи шпин-
делю шести нижних ступеней скорости, помещено здесь впереди передней опоры;
Фиг. 384.
колесо 7, которое включается при шести верхних скоростях шпинделя, когда
передаваемые крутящие моменты меньше, расположено позади той же опоры.
Пример рациональной конструкции приведен на фиг. 386 (шпиндель и подшипники
горизонтально-фрезерного станка модели 680Г): передача, при помощи которой
получается низкий ряд оборотов шпинделя, расположена здесь ближе к его перед-
ней опоре, чем передача, которая дает числа оборотов примерно в 4,5 раза
большие. Аналогичное решение принято, например, также в револьверном станке
модели 1М36 (см. фиг. 301), токарном модели 1617 и др.
Назначение валов и шпинделей в станках
379
Оправдавшие себя в эксплоатации станки с двумя, тремя и четырьмя зубчатыми
колесами на шпинделе (см. фиг. 301, 321, 386 и др.) опровергают довольно
распространенное мнение, будто на шпинделе следует помещать только одно
зубчатое 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-
пример, избежать больших чисел оборотов валиков коробки скоростей также и
при высоких числах оборотов шпинделя.
5) Увеличение жесткости опор применением подшипников с предварительным
натягом (см. стр. 430 и сл.).
б) Точность движения. В большинстве случаев это требование относится к вра-
щательному движению шпинделя, влияющему во многих станках на точность раз-
меров и формы поверхности, обработанной на станке. Легко понять, что, напри-
мер, при обточке на токарном станке цилиндрического валика отклонения формы
полученной поверхности от идеальной геометрической будут тем большими, чем
больше радиальное биение переднего конца шпинделя.
В других случаях существенно важна точность осевого движения или осевого
положения соответствующего вала. Так, например, неточность продольной подачи
шпинделя резьбофрезерного станка для коротких резьб или осевое биение ходово-
го винта винторезного станка непосредственно отражаются на точности как основных
размеров (шага, толщины нитки), так и формы нарезанной резьбы.
Допуски на неточность движения тех валов, от которых зависит точность
работы станков-—в основном, следовательно главных шпинделей, шпинделей изде-
лия и ходовых винтов, — установлены соответствующими ГОСТ „Нормы точности
станков".
в) Износостойкость трущихся поверхностей валов. Это требование относится
к шейкам, вращающимся в подшипниках скольжения, к поверхностям шпинделей,
движущихся прямолинейно в своих, опорах (шпиндели расточных, сверлильных,
зубодолбежных станков), а тй^же к тем поверхностям валов, вдоль которых дви-
жутся с трением передвижные зубчатые колеса и блоки, муфты и т. п. При чрез-
мерно быстром износе таких поверхностей, особенно опорных шеек, нарушается
точность движения вала, и требуется частое регулирование зазоров, если не пре-
дусмотрена автоматическая компенсация их.
г) Виброустойчивость, т. е. отсутствие во время работы таких колебаний
валов и шпинделей, которые заметно отражались бы на качестве поверхности,
обработанной на станке, на стойкости инструмента и на долговечности механизмов
станка.
380
Шпиндели, валы и их опоры
Перечисленные требования могут быть удовлетворены надлежащим выбором
материала и термообработки, размеров и конструкции шпинделя или вала и его
опор, хорошим качеством изготовления, сборки и регулировки соответствующего
комплекта и всего узла.
Так как из всех валов станка наибольшее влияние на точность и качество
поверхностей, обработанных на этом станке, оказывают шпиндели (а также дели-
тельные валы в зуборезных станках), то естественно, что наиболее высокие тре-
бования предъявляются к шпинделям и особенно к шпинделям станков для чисто-
вых и доводочных работ.
§ 47. МАТЕРИАЛЫ ШПИНДЕЛЕЙ И ВАЛОВ И ИХ ТЕРМИЧЕСКАЯ
ОБРАБОТКА
Выбор материала и процесса термообработки шпинделя или вала зависит
главным образом от условий его работы в станке и от вызываемых ими требова-
ний в отношении физико-механических свойств материала, в некоторой степени —
также от конструкции вала и его опор. Возможность обеспечения необходимых
свойств различными комбинациями марок стали, которая является основным мате-
риалом шпинделей и валов, и способа термообработки ее объясняет чрезвычайное
разнообразие решений, встречающихся в практике станкостроения.
Для рассматриваемых деталей станков выбор материала и термообработки опре-
деляется:
а) требуемыми величинами пределов выносливости (усталости) при изгибе и при
кручении, имеющими особенно важное значение для шпинделей, которые работают
в условиях резко и быстро меняющейся нагрузки (обдирочные станки) или с уда-
рами (зубодолбежные станки);
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 шпин-
деля различные стали, легированные и нелегированные, почти равноценны.
В тех нередких в практике случаях, когда сечения шпинделя или вала полу-
чаются большими, чем требует расчет, по причинам эксплоатационного 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 углеродистой стали. Иногда в подобных
случаях может быть использован даже плотный мелкозернистый перлитовый чугун
типа СЧ 21-40; из него изготовляют, например, шпиндели колесо-токарных, ка-
русельных станков, больших токарных станков для обработки орудий, полые шпин-
дели горизонтально-расточных, шпиндели вальцетокарных станков, валы больших
барабанов барабанно-фрезерных станков и т. п. С недавнего времени для изгото-
вления шпинделей получили применение модифицированные чугуны (см. стр. 133).
Они обладают рядом свойств, которые позволяют предвидеть более широкое, чем
до сих пор, использование их в качестве материала именно для шпинделей: высокой
способностью гасить возникающие вибрации; малой чувствительностью к резким
изменениям сечений, надрезам, галтелям, следам обработки и т. п.; большой изно-
состойкостью; механическими характеристиками, приближающимися к характери-
стикам стали. Припуски на литой заготовке шпинделя могут быть сделаны мень-
шими, чем на кованой. При выборе материала для шпинделя проектируемого станка
возможность использования модифицированного чугуна не должна быть поэтому
оставлена без внимания, особенно в случае больших размеров шпинделя
(полые шпиндели специальных станков с отверстиями значительного диаметра
и т. п.).
Материалы шпинделей и валов
381
Встречаются в единичных станках большие шпиндели, литые из стали. Труд-
ности, связанные с изготовлением фасонного стального литья, сильно ограничивают
пока использование этого материала в станкостроении.
Если шпиндель вращается в подшипниках качения или на его шейках сидят
втулки, 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 Нв = 230-4-260,
сталь 50Г2 в нормализованном состоянии или улучшенная до/7# с = 28-4-35, сталь
40Х при твердости 77^=230-4-260 или Нр = 35-4-42. 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-
дость, обеспечивающую малое истирание их. Она достигается цементацией с по-
следующей закалкой и отпуском до Hr = 56-4-62 сталей типа 15 или 20Х. Глу-
бина цементации должна составлять для шеек шпинделей примерно 0,8— 1 мм. При диа-
метре шпинделя больше 350—400 жж или большом весе его цементация представляет
практические трудности, и в подобных случаях
цементуемую сталь заменяют другой, требую-
щей более простой термообработки для при-
дания шпинделю необходимых качеств. Так,
например, при изготовлении на одном из на-
Легированная сталь
Углеродистая сталь
ших заводов шпинделя диаметром около 600 мм фиг gg?
и весом более 7 т пришлось по указанной
причине вместо стали 20Х применить кремнемарганцовистую. Хорошие результаты
дает применение сталей 45 и 40Х при закалке шеек с нагревом токами высокой частоты.
Наилучшие результаты в отношении повышения изностойкости дает азотирова-
ние, с помощью которого достигается не только чрезвычайно высокая (до 1000
по Виккерсу), но и очень однородная твердость поверхностного слоя. Искажение
формы детали, обусловленное азотированием, ничтожно. Азотированные шпиндели
можно рекомендовать прежде всего для высокоточных станков и для станков
с числами оборотов шпинделя свыше 2000 в минуту. Азотированию хорошо под-
даются хромоалюминиевые стали типа 40ХЮ и 35ХЮА и хромомолибденоалюми-
ниевые типа 35ХМЮА.
Для сильно нагруженных шпинделей и валов, которые должны обладать наряду
с хорошей износостойкостью также высокой прочностью, пользуются цементуемыми
сталями — хромоникелевыми 12ХН2, 12ХНЗ и т. п. или хромоникелевольфрамо-
выми 13ХНВА, 18ХНВА, закаленными и отпущенными до Hrc = 56-М53. В за-
граничных станках встречаются шпиндели, изготовленные из легированных сталей
еще более сложного состава; применение их почти всегда не обосновано и пресле-
дует, как правило, лишь цели рекламирования качеств выпускаемых станков.
При больших размерах шпинделя или вала, вращающегося в подшипниках сколь-
жения (тяжелые станки), расход более дорогой легированной стали можно умень-
шить, если сделать из нее только втулки, закрепляемые прессовой посадкой на
шейках шпинделя, изготовленного из углеродистой стали (фиг. 387).
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 срабатываются. Поэтому шейки
валов, работающие в подшипниках скольжения, должны быть после термообра-
ботки прошлифованы и затем отполированы, притерты или подвергнуты сверх
чистовой отделке (суперфинишированию) в зависимости от окружной скорости
на шейке и других условий работы.
382
Шпиндели, валы и их опоры
Следует шлифовать после термообработки также те участки гладких валов,
по которым будут скользить передвижные зубчатые колеса и блоки, муфты и пр.,
а шлицевые валы — по поверхностям посадки.
§ 48. ТЕХНИЧЕСКИЕ УСЛОВИЯ НА ШПИНДЕЛИ И ВАЛЫ СТАНКОВ
Технические условия на шпиндель (или шпиндели) проектируемого станка раз-
рабатываются конструктором. В них должны быть указаны:
а) Отклонения всего тела шпинделя и, в частности, его опорных шеек от
точной геометрической формы. Соответственно этому, наряду с допускаемыми откло-
нениями от номинальных размеров для всех ответственных участков поверхности
шпинделя, для шеек указываются величины допускаемой овальности, конусности —
для цилиндрических и отклонений от номинальной конусности — для конических
шеек.
Для задней опорной шейки и остальных посадочных и центрирующих поверх-
ностей под зубчатые колеса, гайки, зажимной патрон и прочие детали, имеющиеся
на шпинделе, устанавливаются допускаемые отклонения как от правильной формы,
так и от соосности с передней шейкой шпинделя. Последнее относится, в частно-
сти, ко всем резьбам на шпинделе. Для опорных торцев указывается допускаемое
отклонение от перпендикулярности оси шпинделя, для шпоночных пазов — наиболь-
шее смещение относительно диаметральной плоскости и предельный перекос.
б) Чистота (по ГОСТ 2789-45) и твердость поверхностей опорных шеек,
а также других поверхностей шпинделя, работающих на истирание, если таковые
на нем имеются.
в) Наибольшая неуравновешенность (дисбаланс) шпинделя со всеми сидящими
на нем деталями. Для тихоходных шпинделей надобности в этом нет. Для быстро-
ходных шпинделей (как и для других вращающихся деталей станков) „Общие тех-
нические условия на изготовление и приемку металлорежущих станков" 1946 г.
предписывают уравновешивания (балансировку), если окружная скорость г/>3 м1еек.
Вид уравновешивания назначается в соответствии с указаниями на стр. 238, в ко-
торых размер В обозначает расстояние между крайними торцами крайних деталей,
посаженных на шпинделе.
Числовые значения указанных показателей зависят от назначения станка (обди-
рочный, для предварительной обработки, высокоточный и т. п.), его размеров и
влияния шпинделя на точность и чистоту поверхности изделий, обрабатываемых
на станке.
Некоторые из них регламентированы для большинства типов станков действую-
щими ГОСТ и ОСТ, остальные назначаются при проектировании узла шпинделя
применительно к условиям его работы.
Для гладких и шлицевых валов „Техническими условиями" ЭНИМС на 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
колес 3-го и 4-го классов.
б) Твердость поверхности шеек вращающихся в подшипниках скольжения: при
числе оборотов п>1000 в минуту — твердость Hrc = 54—60; при « = 300—.—1 000
в минуту — 77д>220; при «<300 в минуту твердость шеек не регламентируется.
Следует заметить, что правильнее было бы исходить здесь не из числа оборотов,
а из окружной скорости на поверхности шеек.
Для шлицевых валов, кроме того:
а) Биение центрирующей поверхности шлицевого участка относительно опорных
шеек — не свыше 0,02 мм для зубчатых колес 1-го и 2-го классов и не свыше
0,04 мм — для колес 3-го и 4-го классов.
б) Суммарная ошибка шага и неравномерности ширины шпонок — не свыше
0,02 мм.
Конструкции шпинделей и валов
383
в) Отклонение боковых граней шпонок от параллельности оси вала — не свыше
0,02 мм на 100 мм длины.
г) Смещение шпонки относительно оси вала — не свыше 0,02 мм.
д) Твердость поверхностей шпоночной части вала, по которой будут скользить
передвижные детали: при числе перемещений свыше 15 в час — твердость Нрс =
= 56-4-60, при меньшем числе перемещений—Не > 220.
е) Увеличение биения делительной окружности зубчатого колеса, посаженного
на вал, по сравнению с допускаемым для самого колеса: для колес 1-го и 2-го
классов при диаметре 200 мм — на 0,01 мм, при dd > 200 мм— на 0,02 мм;
для колес 3-го и 4-го классов, независимо от диаметра, 0,03 мм.
ж) Легкость скольжения передвижной детали по валу: при весе детали 2 кг
и больше она должна скользить вдоль вертикально установленного вала под дей-
ствием собственного веса, а более легкие детали — при догрузке их до 2 кг.
и) Качание зубчатого колеса на валу: угловое — не свыше 0,02 мм на радиусе
50 мм, боковое — не свыше 0,05 мм на том же радиусе.
Посадки для сопряжений гладких валов с различными деталями указаны в соот-
ветствующих главах. Общие указания, поясненные примерами, даны в нормали
Ст. 20-1716 для станкостроения.
§ 49. КОНСТРУКЦИИ ШПИНДЕЛЕЙ И ВАЛОВ. ФОРМЫ КОНЦОВ ШПИНДЕЛЕЙ
Форма шпинделя или вала определяется: а) числом
которые должны быть размещены на нем; б) требуемыми
и положением деталей
посадками их; в) спо-
собами крепления неподвижных деталей (шпонки, шлицевое соединение, поперечные
штифты, буртики, стопорные кольца и пр.) и направления передвижных (напра-
вляющие шпонки или шлицевый участок); г) способом регулирования радиального
и осевого положения вала или шпинделя; д) типом и размерами подшипников;
е) технологией термообработки (форма переходов между участками различного
диаметра и пр.) и сборки. Поэтому форма шпинделя или вала должна быть сообра-
зована в каждом случае с названными факторами, которые частично известны
заранее, частично выбираются в процессе проектирования узла.
Следует стремиться к возможно более простой форме шпинделя или вала, так
как чем она проще, тем обычно и менее трудоемка в отношении механической
обработки и контроля, тем меньше отходы металла в виде стружки и тем меньше
брака получается при термообработке.
В станкостроении применяются, как правило, посадки по системе отверстия;
поэтому для облегчения сборки комплекта шпинделя или вала, на котором должно
384
Шпиндели, валы и их опоры
быть 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. фиг. 388 — шпиндель токарно-винторезного станка
модели 1Д63, а также шпиндели и валы на дальнейших фигурах и фигурах гл. VII).
Между участками, имеющими различные отклонения от номинального диаметра,
обычно делают неглубокие проточки, ширина которых достаточна для выхода шли-
фовального круга (фиг. 389 — валик коробки подач плоскошлифовального станка
модели 371-Л).
По нормали станкостроения Н27-1 1943 г. размеры канавки для выхода шлифо-
вального круга должны выбираться соответственно следующей табличке:
Диаметр вала в мм Ширина канавки в мм Глубина канавки в мм Радиус закругле- ния у концов ка- навки в мм
для деталей без термообработки для деталей, терми- чески обрабатывае- мых
<80 3-0,5 0,25 0,25 до 0,5 0,4
>80 5-1 0,5 0,5 до 1 0,8
Для выбора формы вала нормаль Ст. 20-1716 дает следующие общие указания:
а) при установке на одном валу нескольких деталей с различными посадками форма
вала должна быть такой, чтобы каждая деталь при снимании ее проходила по валу
без натяга; б) для неподвижных посадок следует применять ступенчатые валы;
в) неподвижные посадки гладких валов могут применяться только на их концах;
г) в случае нескольких различных посадок на валу с одним номинальным диаметром
вал следует делать с проточками. Однако последнее требование на практике
соблюдается не всегда, так как хотя проточки и облегчают сборку и контроль,
все же они не безусловно необходимы: границы шлифованных участков различ-
ного диаметра обычно заметны по неодинаковому блеску.
Для того чтобы не увеличивать без необходимости номенклатуры режущего
(для отверстий) и мерительного 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 ВКС 6270, распространяется на диаметры всех
вообще деталей станкостроения, выполняемых по общесоюзной системе допусков
и посадок, следовательно, и на все диаметры шпинделей п валов. Диаметры шли-
цевых участков и шеек под подшипники качения берутся из соответствующих
стандартов или из таблицы нормальных диаметров специального назначения по
стандарту 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 частей недопустимо, следовательно, втулочную или тому
Конструкции шпинделей и валов
385
подобную муфту применить нельзя, то соединение конструируют, как показано
на фиг. 390 или 391 (ходовой вал станка модели 141). См. также § 59, Г.
Коническая форма придается иногда отдельным участкам вала для фиксирования
в осевом направлении сидящей на валу детали с помощью лишь одного стопорного
кольца или гайки (ср. фиг. 388). Крепление зубчатых колес и шкивов на конусе
частично разгружает шпонки при передаче крутящего момента, обеспечивая одно-
временно хорошее центрирование детали.
Для того чтобы уменьшить концентрацию напряжений в местах изменения
сечений вала и уменьшить опасность появления закалочных трещин и других пороков
во время термообработки, радиусы закруглений в местах таких переходов следует
брать возможно большими, не останавливаясь перед необходимыми изменениями
формы сопряженной детали. Если последнее невозможно или трудно, как, например,
в случае посадки на вал шарикоподшипника, то радиус закругления в месте
перехода можно увеличить, выбрав соответствующим образом центр закругления
(фиг. 392) или применив промежуточное кольцо (фиг. 393).
Сверление и расточка отверстия, длина которого во 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 мате-
риала (шпиндели всех станков для работы из прутка), для размещения элементов
управления (например, рычагов для управления муфтами), для подвода смазки и т. д.
Широкое применение получили в современных станках шлицевые валы, нарезан-
ные либо по всей длине, кроме опорных шеек, либо на части ее. Это объясняется
следующими преимуществами таких валов перед гладкими: а) лучшее центрирование
деталей, сидящих на валу; б) лучшее направление деталей, передвигаемых вдоль
вала; в) меньшее удельное давление на гранях шлицев при одной и той же вели-
чине передаваемою крутящего момента и одинаковых диаметрах шлицевого
и гладкого валов.
В станкостроении наибольшим распространением пользуются в настоящее время
шлицевые соединения с прямобочными шлицами, грани которых параллельны,
притом главным образом шестишлицевые; несколько меньше распространены
четырехшлицевые соединения. Некоторые станкозаводы применяют также трехшли-
цевые (см. фиг. 266), а изредка и двухшлицевые соединения. Валы больших диа-
метров могут иметь восемь и более шлицев. Практически число последних, а равно
и размеры их профиля выбираются соответственно диаметру вала по ГОСТ 1139-41
и затем проверяются расчетом, как указано ниже (§ 50, Б).
Концы пазов шлицевого участка могут иметь одну из двух форм, показанных
на фиг. 394 (валик поперечно-строгального станка, на правом и на левом концах
шлицевой части; см. также фиг. 389).
Большой интерес для станкостроения представляют эвольвентные шлицевые
соединения (фиг. 395), широко используемые в автомобилестроении и некоторых
других отраслях. Основные преимущества их по сравнению с прямобочными шли-
цевыми соединениями: более простой режущий инструмент (обычная червячная
фреза для нарезания валиков; протяжка для отверстия нарезается так же, как
зубчатое колесо — червячной фрезой или долбяком); возможность нарезать одним
и тем же инструментом валы с произвольным числом шлицев данного модуля;
возможность получать шлицы различной толщины путем корригирования их; более
простой контроль валиков. Кроме того, при эвольвентном шлицевом профиле
можно избежать концентрации напряжений, закругляя впадину по большому
радиусу. По этим причинам можно предвидеть вытеснение прямобочных шлицевых
валов в станках эвольвентными.
Концы валов, необходимые для закрепления шкива, зубчатого колеса, цепной
звездочки и т. д., могут иметь цилиндрическую, коническую или шлицевую форму.
По сравнению с цилиндрическими цапфами конические и шлицевые обладают
некоторыми преимуществами (см. выше) и получают поэтому все большее распро-
странение в станках.
-5 Аче. кан Н. С. 565
386
Шпиндели, валы и их опоры
Фиг. 390.
Фиг. 392.
Фиг. 391.
Наружный диаметр 55мм
впадина между зубьями
закругленная.
т=2,5,г=21
Наружный диаметр 55мм
впадина между зудьями
плоская
Фиг. 395.
Конструкции шпинделей и валов
387
Фиг. 397.
388
Шпиндели, валы и их опоры
Для возможности закрепления на переднем
-нормальных принадлежностей, которые служат
конце шпинделя инструмента или
в свою очередь для закрепления
Исполнение!
ИсполнениеП
инструмента или заготовки
(патроны, планшайбы, onpie-
ки, переходные втулки и пр,),
формы и присоединительные
р;з леры передних концов шпин-
делей токарных, токарно-ре-
вольверных, сверлильных, фре-
зерных и шлифовальных стан-
ков стандартизованы.
Для токарных и револь-
верных станков предусмотре-
ны две формы переднего конца
шпинделя: с резьбой и цилин-
дрическим центрирующим по-
яском (ОСТ’НКТП 428, фиг.
396) и фланцевый (ГОСТ
2570-44, фиг. 397). Недостатки
первой формы — опасность са-
мосвинчивания патрона при
торможении шпинделя, осо-
бенно на высоких числах обо-
ротов, сравнительно быстрый
износ резьбы от частой смены
патронов и большой вылет
консольного конца шпинделя.
Значительно лучшим и более
надежным, особенно для бы-
строходных станков, является
фланцевый конец шпинделя;
однако его применение свя-
зано с увеличением времени
на смену патрона.
Передний конец шпинделей сверлильных и расточных станков по ГОСТ 2701-44
показан на фиг. 398 (а и б—основные формы, в и г — допускаемые формы кон-
цов с торцевым пазом, в-—у сверлильных станков, для установки многошпиндель-
ных сверлильных головок, г — у расточных станков, для установки оправок), форма
переднего конца шпинделя фрезерных станков — на фиг. 399 (ГОСТ 836-41),
переднего конца шлифовальных шпинделей — на фиг. 400, а — е (ГОСТ 2323-43
и 2324-43). Первые две конструкции (а и б), с наружным конусом, предназна-
Конструкции шпинделей и валов
389
чаются для посадки переходных фланцев, втулок, планшайб, сегментных головок
и оправок, концы шпинделей с внутренней цилиндрической (в) и конической (г — е)
центрирующей поверхностью — для посадки шпилек, винтов и оправок, которые
служат для крепления в шпинделе абразивного инструмента.
Конструкция 1
Конструкция И
Фиг. 400.
В некоторых случаях выгодно заменить механическую связь — посредством
металлического вала — электрической, обеспечивающей достаточно точно синхро-
низированное вращение ведущего и ведомого элементов либо вообще двух или
нескольких элементов одного и того же станка. Это достигается тем, что ротор-
ные обмотки двух асинхронных электродвигателей одинаковой мощности и с оди-
390 HIпиндели, валы и их опоры
паковыми электрическими характеристиками включают навстречу друг другу так,
чтобы порядок следования фаз был одинаков. Статорные обмотки двигателей при-
соединяют к сети; порядок следования фаз одинаков или противоположен, в зави-
симости от требуемого направления вращения роторов.
Синхронность вращения обоих двигателей — датчика и приемника — обеспе-
чивается уравнительными токами, возникающими как только один ротор опере-
жает другой (рассогласование вращения роторов) и восстанавливающими равенство
угловых скоростей обоих электродвигателей.
Рассогласование 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 <.г
того, что имеет место при применении стальных валов) расстояние между ведущим
и ведомым или двумя ведомыми элементами.
Электрический втл нашел в станках пока лишь ограниченное применение,
главным образом в цепях установочных движений, в единичных моделях — в цепи
подач. Опыт использования самосинов во многих областях техники дает основание
предвидеть в дальнейшем более широкое применение электрического вала в раз-
личных узлах станков, особенно — тяжелых, и для управления на расстоянии.
§ 50. РАСЧЕТ ШПИНДЕЛЕЙ И БАЛОВ
Как было указано выше, шпиндели и все ответственные валы станков должны
быть проверены расчетом на прочность, на жесткость, на износостойкость тру-
щихся поверхностей и на виброустойчивость
А. Расчет на прочность
Валы станков работают в большинстве случаев одновременно на кручение и
изгиб (поперечный), нередко, кроме того, также на растяжение или сжатие. По
сравнению с напряжениями изгиба и кручения напряжения последнего вида обычно
малы, и пренебрежение ими на общую точность расчета практически не влияет.
Напряжения изгиба в материале вращающегося вала, очевидно, знакопеременны
даже при постоянной величине изгибающего момента и неизменных направлениях
действия сил, вызывающих изгиб. Крутящий момент, передаваемый шпинделем,
налом коробки скоростей или подач, колеблется в зависимости от характера сни-
маемой стружки, колебаний припуска, иногда и от формы инструмента (пример —
фрезы с прямым или с винтовым зубом).
Отсюда следует, что расчетные формулы, основанные на представлении о ста-
тическом характере напряжений в материале юла, для расчета шпинделей и многих
других валов станков при тех числах циклов колебания напряжений, которые
имеют место в современных станках, непригодны. Если, например, принять, что
шпиндель (он является большей частью самым тихоходным из валов коробки ско-
ростей) делает всего лишь 100 об мин, то даже при постоянном значении изги-
бающего момента число циклов напряжений изгиба составит за год при двухсмен-
ной работе (16 час.) около 30-10°, т. е. в 3 раза больше обычного базисного
числа циклов при испытании сталей на выносливость. В действительности же
напряжение в течение одного оборота шпинделя не остается постоянным, изменяясь
за время, соответствующее отделению одного элемента стружки. Если для ориен-
тировочной оценки порядка числа циклов напряжений принять шаг элементов
стружки равным 2,5 мм, скорость резания при точении резцом быстрорежущей
стали всего лишь 20 м мин, а твердосплавным резцом 80 м'мин, то числа циклов
напряжений составят для шпинделя за год 2000-10°, соответственно 8000-10°.
Отсюда ясно, что расчет шпинделей, а также и многих других валов следует
вести в направлении определения запасов прочности по отношению к пределу
усталости, проверяя величины напряжений в наиболее опасных сечениях. Необхо-
Расчет шпинделей и валов
391
димость этого подтверждается наблюдениями над разрушением валов, испытывав-
ших во время работы переменные напряжения.
Нет надобности проверять на выносливость шпиндели и валы настолько тихо-
ходные, что за время работы станка до полной амортизации его вследствие физи-
ческого или морального износа суммарное число оборотов их будет меньше при-
мерно 10'10с.
Вычертив шпиндель или вал со всеми размерами, можно затем произвести про-
верочный расчет его сечений на прочность, пользуясь формулой
ттах = +(Ь.МК тах)3, (50.1)
где ттах — наибольшее касательное напряжение;
—предел текучести;
п' — коэфициент запаса прочности;
W— момент сопротивления сечения вала при изгибе;
Afmax — наибольший изгибающий момент;
Л1А„ах—наибольший крутящий момент;
1 + /С,——г- \ + ------
’-1 сгя , 3-1 "-т
а =--------------; b =-----------------
(50.2)
В последних двух выражениях Л, и Kz— эффективные (динамические) коэфи-
циенты концентрации („коэфициенты надреза") для нормальных, соответственно для
касательных напряжений; a_j — предел усталости при изгибе;
сттах + ат!п
2 среднее напряжение цикла (постоянная слагающая напряжений)
Tmax + Tmin Для нормальных, соответственно касательных напряжений;
"" 2
С — 5 ,
max min
°- -----2---- /
амплитуда цикла (переменная слагающая) нормальных, соответ-
Tmax —Trnin ственно касательных напряжений.
'г = 2
Формулу (50.1) удобно несколько преобразовать для практического пользования
следующим образом.
а-1 - ' . г
Умножая обе части ее на —-, получим
(50.3)
Пусть в проверяемом сечении вращающегося вала изгибающий момент М перио-
дически изменяется по циклу со средним значением Мт и амплитудой Мг = с-Мт.
Так как при постоянном изгибающем моменте напряжения в волокне вала изменяются,
очевидно, по синусоидальному закону, то
си = 0; = (50.4)
Для касательных напряжений, обусловленных крутящим моментом Мк, коле-
блющимся так, что его среднее значение равно Мкт, а амплитуда Мк г = ск-Мкт,
получается:
т 2UZ ’ г UZ0 2UZ ’ хт к' (об.о)
392
Шпиндели, валы и их опоры
Здесь — момент сопротивления проверяемого сечения вала при кручении.
Из формул (50.2), (50.4) и (50.5) следует:
а —
—i-. (50.6)
1 -г
Подставляя эти значения в формулу (50.3) и замечая, что наибольшие значения
моментов /Ия|ах = М,п -ф- Мг = (1 -ф- с) Мт и Мк max — Мк т -ф- М к г — (1 -ф- ск) Мкт,
получим
==+е)Л^Г’ + [(-^- + ^-^рА.т]'. (50.7)
Для кольцевого сечения (полый вал) с наружным диаметром d и внутренним
d0 = $ • d момент сопротивления при изгибе
г. a' т.
Подстановка этого выражения в предыдущую формулу дает
т • -(ТТ^мфщГ jZ U + с) Мтр + + /V -г,; ) Л1„. , (50.8)
откуда находится коэфициент запаса прочности
или наименьший необходимый диаметр
(50.10)
Обозначая для краткости
B=7G(l-[-c); Вк = -Ькф- К.-ск, (50.11)
можно представить две последние формулы в следующем виде:
, (1 — 71) -d3
--------------7“------- (50-13)
Для сплошного сечения dfl = 0, следовательно, и ? = 0.
Во все формулы для п’ и d следует подставлять величины моментов в кгмм,
а <5—1 — в лгг/лгл2, если d в мм, либо моменты в кгсм и <з_! — в кг[см2, если
d В СМ.
Структура множителей В и Вк в уравнениях (50.11) различна потому, что
при М = const изгибающие напряжения изменяются, как было упомянуто, по сину-
соидальному циклу, а при Мк = const также и напряжение кручения т = 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
Расчет шпинделей и валов
393
того, гарантированы физико-механические качества материала, положенные в основу
расчета. При невыполнении этих условий принимают п' больше, до п = 3-.-4
В практике наиболее часты промежуточные случаи, для которых поэтому п — 1,5-к-З.
Значения коэфициентов
___ йф. ^mlry (• _______ hpi' _ max mln z-q , . ,
c “___________________________________________________________+Xn?n ’_V ’
которые входят в предыдущие формулы, могут быть оценены лишь приближенно.
Они тем меньше, чем более плавно протекает пролесс снятия стружки. Например,
для шлифования оба эти коэфициента близки к нулю, для алмазной обточки и рас-
точки— не превышают 0,05—0,10, для чистовой об точки и расточки, сверления,
зенкерования — 0,10—0,15—0,20, и т. д. Для фрезерования можно принимать
с = G-ss 0,25—0,30, для обдирочных операций — до 0,50, а при особенно больших
колебаниях припуска и больше этого значения. Лучше всего определять величины
с и ск опытным путем, особенно, если речь идет о проектировании серийного
станка, когда вопрос экономии металла приобретает еще большую важность, чем
при изготовлении одного или нескольких станков. Приведенные значения коэффи-
циентов с и ск следует принимать для шпинделей и в крайнем случае также для
последнего вала в коробке скоростей. При расчете промежуточных валов в при-
воде можно считать с — ск ~ 0.
Предел усталости при изгибе берется из соответствующих таблиц, предел
текучести <з5—из ОСТ или ГОСТ для выбранного материала либо из тех же
таблиц. В случае отсутствия более точных данных можно приближенно принимать
для стали 3_t ~(0,40-д-0,50).-й, либо = (0,25 —}— 0,06)•(?,,—{— а,.)-ф- 5 кг, Jt.it3, где
— предел прочности при растяжении.
Значения эффективных (динамических) коэфициентов Кт, К- концентрации на-
пряжений зависят от формы сечений и переходов между ними, наличия резких
изменений сечения шпоночных пазов, отверстий под штифгы и т. д., от соотношений
геометрических 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 удовлетворительные резуль-
таты, если принимать в первом приближении К, ~ К- ~ 1,7 с-2.
Если в приведенных выше формулах для п' и d сртедний изгибающий м мепг
Л1т — 0, следовательно, соответствующий член подкоренных выражений в (форму-
лах (50.7)—(50.13) обращается в нуль, то для пользования этими формулами
в них следует подставить вместо Л11Г1 равную ей (см. стр. 392) величину у1'"^ •
Сопоставление результатов опытных исследований шлицевых валов и соображе-
ния, связанные с концентрацией напряжений во многих местах многопазового про-
филя, дают основания вести расчет таких валов на прочность по внутреннему
диаметру.
Б. Расчет шлицевых валов (прямобочного профиля) на удельное давление
на гранях шлицев
Шлицевые участки шпинделей и валов следует проверять также на удельное
давление на гранях шлицев. Пусть для прямобочного шлицевого соединения
(фиг. 401) обозначают: Мк тах— наибольший передаваемый крутящий момент в /сслди;
d и D—внутренний, cooiветствепно наружный диаметр шлицевой части в л/.и;
ci и г2—высоту неработающих участков граней шлица 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 поверхностей
шлицев вала и втулки; р — удельное давление на гранях ш.н.цев при передаче
момента /Ик тах, в кг'мм2.
3!) I
Шпиндели, валы и их опоры
В таком случае можно написать
А' тах /-n 1 \
TZF33T—“2 (с?Со)]~(D + dTz I - ’,JU• ’
или, если обозначить
io удельное давление
(50.16)
(50.17)
Значение величины F, в которую вхо-
дят только геометрические размеры шли-
цевого профиля, может быть легко вы-
числено в каждом отдельном случае или
взято из таблицы, составленной заранее
для шлицевых профилей, применяемых на
данном заводе.
Коэфициент '5 обычно полагают рав-
1 ым 0,75, т. е. считают, что в передаче
t номинальной площади грани шлица во
в;ул ке.
Удельное давление р, вычисленное из уравнения (50.15) или (50.17), не должно
превышать значения рта^, установленного из опыта эксплсатации шлицевых соеди-
нений для аналогичных условий работы (табл. 12).
'Г а '> л и ца 12
Значения допускаемого удельного давления р1ПИ
на поверхностях
граней шлицев
Условия работы Рабочие поверхности шли- цев не подвергну!ы сне- Рабочие поверхности шли- iub подвергнуты спе-
Характер соединения шлицевого соеди- ц:.альной термообработке циальной термообработке
Ртах в кг!ям? • Ртах в кг мм?
। А. Соединение непо- а 3,5—5 4—7
б 6-10 10—14
!движное i в 8—12 12-20
। В. Соединение по- а 1,5-2 2-3,5
1 движное не под пагруз- б 2-3 3-6
1 кой в 2,5-1 4—7
С. Соединение по- (1 б -- 0,3-1 0,5 —1,5
1 движное под нагрузкой в — ' 1-2
Примечание: « — нагрузка знакопеременная с ударами в обоих направлениях,
вибрации большой частоты и амплитуды, условия смазки плохие, металлы невысокой
|всрдости, обработка обеих деталей не очень точная, направление втулки на валу плохое,
вообще все условия работы шлицевого соединения довольно плохие; б—условия работы
соединения средние; в — условия работы соединения хорошие.
Из тех же формул, задаваясь величиной р на основе табл. 12, можно опреде-
лить не бходимую длину I шлицевой втулки. Желательно, чтобы для неподвиж-
ных шлицевых соединений было Z: cf > 1, для подвижных I: d ~ 1.5 Ц- 2 или
больше.
Расчет шпинделей и иалоп
Понятно, что изн.с шлицев будет тем меньше и соединение тем долговечнее,
чем меньшее значение принято для /). В случае необходимости значительно пре-
высить величины /’.11ах, указанные в табл. 12, это может быть сделано либо за
счет сокращения срока службы соединения, либо за счет придания рабочим
поверхностям шлицев обеих сопряженных деталей повышенной износостойкое!!!,
например, азотированием.
Проверять шлицы на изгиб и на срез, как правило, нет надобности ввиду
незначительности соответствующих напряжений. Для особенно коротких втулок
эти напряжения можно проверить с практически удовлетворительной точностью
но формулам для закладных шпонок.
В. Расчет на жесткость
1. Определение деформаций изгиба. По соображениям, указанным
выше (сгр. 377), необходимо проверять допустимость ожидаемых деформаций валов
и особенно шпинделей с точки зрения создания нормальных условий работал
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 всею 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. § 53, Г). В подобных случаях задача является
с । атически неопределимой.
Как многоопорную конструкцию следует рассчитывать также шпиндель, жестко
связанный с оправкой, поддерживаемой выносным подшипником (например, шпин-
дели горизонтальных 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, если подшипники самоустанавливающиеся, как, например,
сферичегкие 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 изгибе вала под действием рабочих усилий. Упомянутое
упрощение опасно в том отношении, что приводит к преувеличенным значениям
деформаций и отсюда к тенденции чрезмерно увеличивать диаметр рассчитываемого
шпинделя или вала.
Исследование токарного станка со шпинделем в двух подшипниках скольжения
показало, что при отношении /: г/ 1,5 длины I подшипника к его диаметру d
и нормальной для опор шпинделей величине зазора действительная упругая линия
изогнутой оси шпинделя (фиг. 402, кривая С) лежит между теоретическими ли-
ниями изгиба шпинделя на ножевых опорах (кривая Д) и шпинделя, жестко заде-
ланного в средних сечениях опор (кривая В). Все кривые относятся к случаю
нагрузки переднего центра вертикальней силой сОО кг. На фиг. 403 представлены
кривые А, В, С (в вертикальной плоскости) для того же шпинделя при одном
и том же действии давления резца, натяжения ремня и давления на зуб шпин-
дельного колеса. Обе совокупности кривых указывают на то, что полученная
396
Шпиндели, валы и их опоры
Фиг. 402.
Фаг. 403.
3SS-J 5ССйхГсн
Фиг. 401.
Расчет шпинделей и валов
397
измерениями упругая линия изогнутого шпинделя лежит посредине между линиями,
отвечающими одна — ножевым опорам, другая — жесткой заделке вала в опорах.
Как показало то же исследование, при малых усилиях резания, имеющих место
при чистовом точении, шпиндель ведет себя в отношении деформаций так, как
если бы он лежал на ножевых опорах.
Иногда в расчетах шпинделей и валов на жесткость принимают группу из не-
скольких подшипников качения в одной опоре за упругую опору, а шпиндель
в подшипниках скольжения
Метод точного расчета
валов с учетом упругого
взаимодействия их с опо-
рами впервые разработан
в СССР в 1938 г. в
ЭНИМС докт. техн, наук
Д. Н. Решетовым (см.
стр. 447, [10]).
Определение проги-
бов и углов наклона в раз-
личных сечениях шпин-
деля или вала можно
производить либо гра-
фическим, либо анали-
тическим способом. В
практике проектирования
станков пользуются по-
чти исключительно пер-
вым как менее трудоем-
ким, более простым и
наглядным. Как уже было
указано выше, шпиндели
и валы станков имеют
в большинстве случаев
ступенчатую форму, сле-
довательно, сечение, пе-
ременное вдоль оси вала.
Поэтому построение изо-
гнутой оси последнего
производится по методу
рассматривают как балку на упругом основании.
приведения балки пере-
менной жесткости EJX к фиктивной балке
все ординаты эпюры изгибающих моментов
постоянной жесткости
Л'./о
умножают на отношение
для чего
Л
= -Л, где
-'х
J — моменты инерции сечений.
На фиг. 404 показано для примера построение линии изогнутой оси шпинделя тяже-
лого шлифовального станка. На переднем конце шпинделя (сечение АБ)
сидит шлифовальный круг размером 455 X 50 мм, между опорами (сечение ВГ)—
ременный шкив. Последовательность и порядок построений ясны из обозначений
на чертеже.
При определении прогибов обычно пренебрегают влиянием перерезывающих
сил на деформации. Следует, однако, отметить, что в станках отношение длины /
какого-либо участка постоянного диаметра d ступенчатого вала к этому диаметру,
как правило, невелико (шпиндели, валы коробок скоростей). В подобных случаях
при l'.d<Z 74-8 рекомендуется указанным влиянием не пренебрегать, так как это
иногда может повлечь за собой при определении прогибов ошибку порядка 15 —
20% и более. Чтобы учесть это влияние, следует прибавить к фиктивной грузо-
вой площади, представляемой эпюрой приведенных изгибающих моментов, фиктив-
illitUHiie.i:!, uti.ii-i и их ouu/ifi
line нагрузки, которые определяюiся по соотвшстующим формулам сопротивле-
ния материалов.
Прогибь! и углы поворота сечений шпинделей и валов на трех опорах удобно
определять, пользуясь следующим приемом. Отбрасывая среднюю опору и пошроав
шпору приведенных изгибающих моментов и линию изогнуюй оси двухопорного
нала (фиг. 405, а — в), находят таким образом прогиб уР в сечении над средней
опорой от действия сил Р;. Заменяя далее действие средней опоры сосредоючен-
ной силой Г — 1 (например, 100 или 1040 дг. в зависимост от пэрядка величины
сил Р;), можно построить таким же образом (фиг. 405, г — е) линию изогнутой
оси вала при этой нагрузке и прогиб у в том же сечении. Так как должно
быть vF•=)/> , 'ю реакция Г средней опоры находится из очевидного cooiho-
нк ния
7' Vр ^'р * -
= - , т. е. /- / . (60. 1S)
?'/- У г
Ч;обы получить теперь линию изогнутой оси трехояорпого вала, достаточно
iiepecipoHib кривею y(F), умножая ее ординаты m отношение -- -, и, иоль-
У/--
in, принципом суммирования деформаций, построит кривею
ф'-шф/Д-у(/ф--у(Д ). 'р . (50.1")
Указанные выше способы определения деформаций изгиба не принимают во вни-
мание упру,ого взаимодействия шпинделя или вала с его опорами. Более точный
метод расчета, учитывающий влияние этого явления, разработан, как упомянут,
докг. техн. наук. Д. Н. Решетовым [10].
2. Д о и у с к а е м ы е в е л и ч и н ы п р о г и б о в и у г л о в н а к л о н а в о н о-
рах. Значения допустимого прогиба шпинделя следует, в принципе, устанавливать
в каждом отдельном случае в зависимости от влияния прогиба на точность работы
станка, ограничивая предельный прогиб некоторой долей величины припуска на
лалкиейшую обработку. Для станков, предназначенных для окончательной обра-
бо!ки, наибольший допустимый прогиб шпинделя в направлении, влияющем на
ее точность, должен выбираться как доля наименьше! о допуска на неточность обра-
ботки изделий на этом станке.
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 докт. техн, наук
Д. Н. Решетова (1937 г.) для удовлетворительной работы зубчатой передачи про-
1ибы валон должны быть такими, чтобы угол взаимного наклона валов, связанных
этой передачей, не превышал значения
с-Р
радиан, (50.20)
I де Р— нагрузка на зуб в кг;
b—тлина зуба в мм;
е — коэфициент, зависящий от характера распределения давтения по длине зуба,
масла зубьев колес и отноше ия b:ni.
Значение с лежит в пределах между 4 — 5 при сравнительно равномерном распре-
делении давления q по длине зуба (<?mln : qmaii 0,5), до 13 —16—при распреде-
лении нагрузки ио закону треугольника (т/ты ' </шах — 0).
Д. Н. Решетовым выведена также формула для фп1ах ограничивающего прогиб
вала в ю.м случае, если он установлен в роликоподшипниках с прямолинейными
образующими желобов в кольцах.
При проектировании станков нередко пользуются в расчете на жесткость практи-
ческими цгфрами, проверенными опытом. Общепринятые нормативы, определяющие
значения допускаемых деформаций шпинделей и валов станков, еще не разработаны.
Расчет шпинделей и валов
399
Станкостроительные заводы руководствуются в этом отношении взятыми из опыта
цифрами, которые при практическом применении не приводили к неполадкам в работе
станка. Широко распространены следующие практические нормативы: наибольший
прогиб шпинделя или вала равен 0,0002 расстояния между опорами; наибольший
угол наклона в опоре равен 0,001 радиана 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 боль-
шей части станков — от 0,01 до 0,03. Углы наклона в опорах могут быть оценены
по приведенным 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 расчетом деформаций может быть
произведена на основе анализа условий работы зубчатых передач, подшипников и
сидящих на валу втулок при изгибе шпинделя (вала).
В современных быстроходных станках с малым числом ступеней скорости полу-
чила распространение конструкция, при которой ротор одно- или многоскоростного
электродвигателя насажен непосредственно на шпиндель (см., например, фцг. 444).
Помимо общих требований, предъявляемых к шпинделям станков, при подобной
конструкции ставится дополнительное условие, чтобы наибольший прогиб _утах не
превышал определенной доли средней ширины о воздушного зазора. Для асинхрон-
ных двигателей общепринята норма
фтах < 0,10-3. (50.21)
При определении_утах должны быть приняты в расчет наряду с усилием резания также
вес ротора и шпинделя, нагрузка от одностороннего магнитного притяжения, обусло-
вленного неравномерностью воздушного зазора, и нагрузка от центробежной силы.
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 периодичное ib этого явления обусло-
влена колебаниями сил трения салазок, стола и т. п. на направляющих. В подобных
случаях неравномерное движение соответствующей детали может быть устранено уве-
личением 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 механизма
подачи.
Следует проверять на закручивание также валы делительных цепей, действующих
непрерывно, если крутящий момент может сильно изменяться в процессе обработки,
например вследствие резких колебаний сечения стружки, .........
400
Шпиндели, валы и их опоры
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
не принимаются. Если вал имеет наряду с цилиндрическими также конические участки,
то угол закручивания его определяется с помощью общей формулы
, г
1 С
7.;dx- <5»-22)
о
где М— передаваемый крутящий момент в кгмм; .
J— полярный момент инерции сечения в ,и.и4; .... .. .
и — модуль сдвига в кг/мм2.
Расчет по этой формуле" можно выполнить либо аналитически, установив зави-
симости — f(x) 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 (/ —2/г)з + сР
= 1 й [йГ(2/-24)Р~
(50.23)
где — угол закручивания на единицу длины вала;
d — диаметр вала; : :
h—глубина шпоночного паза.
Формула эта — приближенная, и следует считаться с возможностью погрешности
(порядка до 20° 0 в сторону преувеличения) угла закручивания, вычисленного дто
указанной’формуле. Угол закручивания шлицевых валов можно приближенно опре-
делять 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 часто пользуются следующей нормой
для сверлильных шпинделей: угол закручивания при наибольшем крутящем моменте не
должен превышать 1° на длине (20 -j-25)- D, где D—наружный диаметр шпин-
деля.
Для ходовых валиков токарных станков нередко пользуются следующей практи-
ческой нормой для наибольшего угла закручивания: 3° на всей длине валика.
Однако необоснованность этой нормы, не учитывающей длины вала, которая может
варьировать в очень широких пределах, очевидна; поэтому соблюдение ее не всегда
гарантирует равномерную, без скачков, подачу супорта,
- с Г. Расчет ходовых валов
Ходовой вал можно рассматривать как одношлицевый вал и рассчитывать по
методу, изложенному выше. Нормаль станкостроения Н48-62 рекомендует для
предварительного выбора диаметра ходового вала диаграмму, приведенную на
фиг. 406. Она получается следующим образом.
Наибольший допустимый крутящий момент на ходовом валу : >
Мк = RCM-l-h-r кгмм, (50.24)
где Rcm — допускаемое напряжение смятия (среднее удельное давление) на рабочей
грани шпонки в кг/лаг2;
I—длина шпонки за вычетом закруглений в мм-, .
h — глубина шпоночного паза в мм-,
г — расстояние от оси вала до середины глубины шпоночного паза в мм.
Расчет шпинделей и валов
401
Если принять для выбора диаметра RCM = 0,7 кг 1мм2, r = 0,4-d, h = 0,55 V d,
что справедливо для стандартных шпоночных пазов, и обозначить l = \-d, то преды-
дущая формула принимает вид
Мк = 0,7k-d-0,55 У d <0,4d кгмм
или
Мк = 0,154k -Z5
откуда
/ 1 \о,4 / Мк \0,4
d = --------- . _____Е
\0,154/ А /
= 2,1
мм.
(50.26)
При значениях к=1; 1,5; 2 и т. д. отсюда
получаются кривые </=/(/Ия.), изображенные на
диаграмме фиг. 406.
Выбрав по диаграмме (или вычислив по
последней формуле) ориентировочное значе-
ние d диаметра ходового вала производят
затем проверку на напряжение кручения,-
16Л4„ 5Л1К
= тс (d — Л)» (г/—Л)3 ^кр (50-27)
Во избежание скачкообразной подачи диа-
метр ходового вала следует брать достаточно
большим, т. е. RKp малым; примерно 7?Kpmax=r(l +-1,2) кг1мм2. В выполненных
конструкциях станков напряжение т часто не превышает (0,25-г-0,30) кг'мм2.
Крутящий момент Мк на ходовом валу легко определить, исходя из величины
наибольшего тягового усилия (см. стр. 58).
кр
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 на станке, и на стойкости инструмента в меньшей степени благо-
даря 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 станка области режимов резания и вообще сово-
купности условий, угрожающих возникновением колебаний, расчетным путем
в настоящее время еще невозможно. Практически задача предупреждения вибраций
решается рядом мероприятий: динамическим уравновешиванием (балансировкой) быстро
вращающихся деталей, применением ремней без сшивок, разгрузкой шпинделя от давле-
ния со стороны шкива или приводных зубчатых колес, точным изготовлением
передач, применением зубчатых колес с непрямыми зубьями, разделением
привода, т. е. применением отдельного редуктора вместо коробки скоростей
в шпиндельной бабке, и т. д. Все эти мероприятия имеют целью устранить те
периодические толчки, которые могли бы явиться причиной резонансных колебаний
26 Ачеркан Н. С. 565
402
Шпиндели, валы и их опоры
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
изменения желаемого режима резания — путем изменения частоты свободных
колебаний детали или узла станка. Для шпинделей и валов это может быть достиг-
нуто, например, уменьшением зазоров в подшипниках до возможного минимума.
В случае применения подшипников качения вибрации могут быть нередко преду-
преждены или устранены при помощи точно обработанной втулки, вставляемой
не слишком свободно в расточку рядом с подшипником или между парой таких
подшипников. Втулка играет при этом роль гасителя колебаний (демпфера).
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
колебаний 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 ~ ЗОс/0, отличаться ог
диапазона частот возмущающих сил, то опасность резонанса и связанных с ним
вибраций большой амплитуды будет устранена. Отсюда следует целесообразность
проверки при проектировании станка критических чисел оборотов его шпинделя
и других валов, вибрации которых могут оказывать указанное выше вредное влия-
ние на работу станка. Эго относится прежде всего к шпинделям станков со встро-
енным приводным двигателем и станков быстроходных. Так как причиной резо-
нансных колебаний является чаще 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, докт. техн, наук А. И. Каширина, докт. техн, наук Д. Н. Реше-
това и др.), колебания, наблюдающиеся при обработке резанием на станках, далеко
не всегда имеют резонансное происхождение. Нередко они носят характер свобод-
ных незатухающих колебаний (автоколебаний) упругой системы станок — изделие —
инструмент. В возникновении их играют роль силы трения между инструментом,
с одной стороны, и поверхностями стружки и обрабатываемой заготовки — с другой,
а также колебания сечения стружки и углов резания, обусловленные вибрациями,
и ряд других возбудителей. Расчет проектируемого станка на виброустойчивость
в отношении колебаний этого рода пока еще невозможен.
Опыт показывает, что крутильные колебания шпинделей имеют для работы
станка много меньшее значение, чем колебания от изгиба; поэтому расчет на кру-
тильные колебания, как правило, не нужен.
Критические скорости шпинделя или вала, т. е. те скорости, при которых
число оборотов вала в секунду равно угловой частоте его собственных попереч-
ных колебаний, определяются с помощью методов, рассматпиваемых в курсе
„Теоретическая механика1', или графических приемов, основанных на этих методах.
Так как ось вращения каждой из деталей, сидящих на шпинделе или на валу,
составляет угол с первоначально прямой осью вала, то возникают гироскопические
моменты, в результате чего в сечениях этого вала действуют изгибающие моменты.
При вычислении критических скоростей гироскопические влияния не всегда
пренебрежимо 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-
Расчет шпинделей и валов
403
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, может быть учтено поправочным коэ-
фициентом, на который должно быть умножено значение шкр, найденное в пред-
положении Рос = 0. Этот коэфициент вычисляется по формуле: ; : .
Аос = 1/1 (50.28)
г кр
где Р1:р — критическая сила продольного изгиба. Знак плюс относится к случаю
растягивающей силы (Рос уменьшает прогиб), знак минус — к случаю, когда Рос —
сжимающая сила. Исследования показали, что влияние продольной силы на кри-
тическую скорость зависит от величины последней и с'увеличением ее падает. По
этой причине, а также вследствие влияния на Ркр жесткости опор, поправка по
формуле (50. 28) является лишь приближенной.
Поправочные коэфициенты, учитывающие влияние на шкр других факторов,
либо еще не установлены, либо известны только для простейших идеализированных
случаев.
Чтобы избежать явлений резонанса, угловая скорость ш вращения вала должна
быть ниже или выше критической и>кр. Теоретически безразлично, будет ли <BKp:a>>l
или < 1. Практически же, поскольку числа оборотов шпинделя обусловлены
эксплоатационными требованиями и, следовательно, изменения могут относиться
лишь к а>кр, выгодно при прочих одинаковых условиях принимать в>кр < а>; это
дает возможность не ограничивать допускаемые прогибы больше, чем это требуется
другими соображениями (см. стр. 377). Если, однако, величины прогибов уже
сильно ограничены требованиями к точности работы станка (шпиндель), к пра-
вильной работе зубчатых передач и подшипников, то приходится при-
нять Для необходимого увеличения жесткости вала нередко достаточно
сравнительно небольшого увеличения его диаметра. Иногда оказывается более
удобным ставить добавочную опору.
Учитывая неточности определения «>кр, обусловленные влиянием факторов, не
поддающихся учету при вычислении (икр, можно рекомендовать следующие средние
практические соотношения:
(50.29)
Определив «>кр сек-1, тем самым находчт и критическое число оборотов вала
в минуту: пкр=- ~ <окр =9,55. <окр. . ...... . . . ., . .
§51. 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
требования 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. Целесообразная величина его может быть вычислена с помощью
метода, разработанного акад. Н. Г. Бруевичем для ошибок положения механизма,
происходящих от зазоров в шарнирах и цилиндрических парах (стр. 447, [2]).
б) Приспособляемость к переменному режиму работы во всем диапазоне чисел
оборотов и нагрузок, возможных при использовании станка. >
404
Шпиндели, валы и их опоры
в) Долговечность порядка 8000—10 000 час. для опор скольжения; это отве-
чает примерно двухсменной работе станка в течение двух лет. Для подшипников
качения нормальная долговечность принимается равной 5000 час.; однако иногда
приходится итти и на много меньшие значения ее, если недостаток места не позво-
ляет применить подшипники с требуемым коэфициентом работоспособности или —
в опорах очень быстроходных шпинделей — подшипники Специальной конструкции.
Впрочем, и последние нередко не избавляют от необходимости замены подшип-
ников 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 регулировки зазоров в опоре.
е) Простота сборки и разборки. Соблюдение этого требования особенно важно
при малой долговечности опоры.
>» ж) Экономичность изготовления и эксплоатации.
* 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 конструктивная
вадача одинаково хорош#' решается в двух вариантах.— с опорами скольжения
и с опорами качения. Большими преимуществами последних являются меньший,
как правило, габарит, возможность приобретения на стороне, большая простота
монтажа, часто также уплотнения и смазки. Некоторый недостаток их—шум,
производимый подшипниками качения при высоких числах оборотов. Что касается
точности подшипников этого типа, то в настоящее время она настолько высока,
что допускает установку шпинделей наиболее точных станков, например, резьбо-
шлифовальных, на шарикоподшипниках. Нужно, однако, иметь в виду повышенную
стоимость подшипников качения всех классов точности выше нормальной.
Названные преимущества подшипников качения, с одной стороны, и необходи-
мость применения цветных металлов для изготовления ответственных подшипников
скольжения — с другой, объясняют ясно выраженную тенденцию к вытеснению
опор скольжения в станках шариковыми, роликовыми и игольчатыми подшипниками.
В конструкциях станков для точных работ часто предпочитают монтировать шпин-
дель в опорах скольжения, а все остальные валы коробки скоростей — в опорах
качения, считая, что подшипники скольжения в опорах шпинделя обеспечивают
лучшую чистоту обработанной поверхности.
Однако исследования показывают, что это мнение о преимуществах подшип-
ников скольженья не всегда обосновано: средняя высота неровностей на поверх-
ности изделий, прошлифованных на станках со шпинделями, вращающимися в опо-
рах того и другого типа, примерно одинакова при условии одинакового качества
изготовления и сборки опор. Иногда чистота поверхности получалась лучшей на
изделиях, шлифованных на станке со шпинделем, вращающимся в опорах качения.
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 станков для загото-
вительных операций (пил, отрезных, центровочных станков). Вопрос о применении
подшипников 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.
Опоры скольжения
405
Поэтому при проектировании, например, резьбошлифовального станка решение
может быть различным в зависимости от назначения этого станка—для метчиков
или для резьбовых калибров.
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 кругло-
шлифовальных, 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; возможность такого конструктивного
решения должна быть проверена расчетом. Для валов систем управления эта про-
верка обычно не нужна.
Одно из важнейших преимуществ подшипников качения — возможность полу-
чения их со стороны — отпадает, если диаметр шейки шпинделя или вала настолько
велик, 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 мелкосерийного
производства.
Некоторые станкозаводы считают все же выгодным ставить подшипники каче-
ния даже в тех случаях, когда они должны быть изготовлены по особому 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 учитывать следующее обстоятельство. В подшипниках
скольжения многих конструкций рабочая температура устанавливается не скоро,
иногда лишь через 1—РД часа после пуска станка; поэтому для того, чтобы не при-
ходилось пускать станок задолго до начала смены, должна быть предусмотрена
энергичная циркуляция через подшипник масла в таком количестве, которое
достаточно для отвода теплоты трения. Эта задача может быть решена также
применением специальной конструкции подшипников (см. § 52, Б, 4) или особым
устройством для охлаждения опоры в виде окружающих ее каналов и камер,
через которые насос непрерывно прогоняет воду или масло.
§ 52. ОПОРЫ СКОЛЬЖЕНИЯ В СТАНКАХ
А. Материалы подшипников скольжения
Необходимые свойства материалов подшипников скольжения станков — высокая
износостойкость, способность воспринимать рабочие удельные давления при соот-
ветствующих окружных скоростях шейки и температурах без чрезмерных дефор-
маций, низкий коэфициент трения, хорошая теплопроводность, высокое сопроти-
вление усталости при сжатии, наконец, достаточное сопротивление коррозии со
стороны смазочной жидкости и ее продуктов, образующихся во время вращения
вала в опоре.
Практика эксплоатации показывает, что в отношении несущей способности
наилучшими являются бронзы и оловянистые баббиты, далее следует чугун, наконец,
высокосвинцовистые баббиты.
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 экономить цветные металлы — медь, свинец, алюминий, а в осо-
бенности олово, и поэтому везде, где это допускают условия работы, применять
подшипники из чугуна или в крайнем случае из безоловянистого сплава или под-
406
Шпиндели, валы и их опоры
шипники биметаллические с тонким слоем антифрикционного сплава, например
бронзы ОЦС 6-6-3. Необходимость применения оловянистой бронзы или баббита
должна быть всегда подтверждена расчетом, убедительными опытными или эксплоа-
тационными данными.
б) Для длительного сохранения точности вращения шейки в подшипнике
твердость шейки и качество отделки поверхностей шейки и вкладыша имеют зна-
чение не меньшее, чем материал вкладыша; поэтому конструктор должен указывать
на чертеже класс, а если возможно и разряд чистоты поверхностей шейки вала
и подшипника (ГОСТ 2789-45 и 2940-45).
Если учесть, что нагрузка, разрывающая масляную пленку между поверхностями
шейки и вкладыша, тем больше, чем выше чистота этих поверхностей, то ста-
новится понятным значение качества их отделки для износостойкости опоры. Это
особенно важно для опор шпинделей и тех валов, от которых требуется длитель-
ное сохранение точности вращения, например делительных валов.
в) При надлежащей по качеству и количеству смазке потери на трение в опоре
практически не зависят от 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. ОФЮ-1 —лишь для наиболее ответ-
ственных подшипников (шпинделей, ходовых винтов, валов делительных колес),
Бр. ОЦЮ-2 и Бр. ОЦС6-6-3 или Бр. ОЦС4-4-17 — для подшипников сырых или
закаленных шпинделей. Первая из этих бронз рекомендуется при сравнительно
больших окружных скоростях 1) шейки и средних удельных давлениях р,
а бронзы ОЦС — при небольших v и р.
Из числа безоловянистых медных сплавов действующие нормали станкострое-
ния рекомендуют:
б) Свинцовистую бронзу Бр. СЗО с РЬ = 27-+-33°/0 (остальное Си и малые
примеси), которая при отливке в кокиль обладает после остывания до 20° твер-
достью Нв ю/1000/30 = 25. По МТ31-1 (1942 г.) она пригодна для заливки под-
шипников шпинделей при v примерно до 10 м/сек и (/? • 'у)тах = 100 кг/см2 м/сек.
Твердость шейки должна быть не ниже Н.?с ==45.
в) Большой интерес для станкостроения представляют алюминиевожелезистые
бронзы (БАЖ) с содержанием Fe = 2 -+- 4°/0, А1 = 9-*-12,4°10, Си — остальное. Ис-
следования сплавов БАЖ двух марок (Fe 3 — 3,5°/0, А1 10—1О,5°/0, сж = 45-:-
-+-55 кг/мм2, Нв— 130—г-160 и Fe 3,7—4°/0, А1 11—11,3°/0, сж = 55-+-65 кг/мм2,
Нв — 170-+-180), произведенные в СССР, и опыт применения их во втулках и под-
шипниках станков завода „Станкоконструкция“ с 1936 г. дали настолько хорошие
результаты, что имеются все основания для рекомендации этих бронз взамен оло-
вянистых в подшипниках термически обработанных шеек (НЛс^>45) при (p-v)max ~
^75=-100 кг!см2-м'сек и г><2н-2,5 мсек.
2. Баббиты. Высокая стоимость оловянистых баббитов, неспособность их вы-
держивать сильные толчки и опасность серьезной аварии при чрезмерном нагрева-
нии и выплавлении баббитовой заливки из подшипника, что особенно угрожает
опорам быстроходных шпинделей, объясняют сравнительно ограниченное примене-
ние баббитов в подшипниках станков. Чаще всего они встречаются в опорах шпин-
делей больших диаметров (тяжелые токарные и расточные станки, специальные
станки для артиллерийского производства), а также в высокоточных станках.
Достоинства баббитов — хорошие антифрикционные качества, способность
успешно работать в условиях полусухого трения, в паре с незакаленной шейкой
и хорошая прирабатываемость. Эти качества, равно как и безопасные для сплава
удельное давление и окружная скорость шейки, повышаются с увеличением содер-
жания олова в сплаве. Существуют, однако, и низкооловянистые баббиты, допу-
Опоры скольжения
407
скающие большое удельное давление при сохранении хороших эксплоатационных
качеств. Для примера можно указать на сплав РЬ 82 — 86°/о, Sn 5—7%, Sb 9—
11°/0, Си < 0,25%, безопасно выдерживающий давления до 125 кг]см2.
Нормаль станкостроения МТ35-1 содержит марки баббита Б16 с Sn 16 —17%
(Нв ю/боо.ео = 30), низкооловянистый баббит БН6 с Sn 5—7% и Ni 0,5—1,5%
(Ид =26) и безоловянистый БС (Sb 16—18%, Cui —1,5°/0, РЬ — остальное;
Ив = 22), рекомендуемые для крупных подшипников тяжелых и средних станков
при (р-т>)тах = ЮО кг {см2 м(сек или 150 K2CM2‘MjCeK соответственно для сырых
и для закаленных шеек. •
Баббит заливают во втулку или вкладыш из чугуна, стали или при малых раз-
мерах подшипника из бронзы. Применение в подобных случаях бронзы объясняется
стремлением уменьшить тепловые напряжения в баббитовой заливке: коэфициенты
теплового расширения баббита и бронзы разнятся меньше, чем баббита и стали
или чугуна. Изготовлять вкладыш из фосфористой бронзы нет надобности.
В целях' экономии баббита толщину заливки следует назначать возможно малой.
Это вполне выполнимо в подшипниках станков, так как все валы, а особенно
шпиндели конструируют настолько жесткими, что деформации их незначительны.
При центробежной заливке возможно достигнуть толщины 1 мм и меньше. Во из-
бежание выдавливания сплава не следует уменьшать толщину ниже, примерно
(1-4—0,8) мм, не проверив допустимость дальнейшего уменьшения толщины на
стенде.
В опорах шпинделей тяжелых станков при большом диаметре шейки можно
с успехом применять сурьмянистокадмиевые баббиты БН и Б6 по ГОСТ 1320-41.
3. Чугуны. В ряде случаев подшипники из цветных металлов могут быть
заменены чугунными. Необходимы лишь тщательная отделка стальной за-
каленной шейки и вкладыша и достаточная жесткость вала, исключающая кромочное
давление.
В качестве материала для подшипников наиболее подходит чугун твердостью
Нв = 160-ч-180. Особенно благоприятные результаты были получены при при-
менении двух разработаных ЦНИИТМАШ марок перлитного антифрикционного
чугуна: Ц-1 (Со6щ 3,2—3,6%, Si 2,2—2,4%, Мп 0,6 —0,9%, Р 0,15—0,20%,
S < 0,12%, Сг 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, что и Ц-1, но без Си и А1; содержание Si подбирается в за-
висимости от толщины стенок отливки). Эти чугуны, получившие применение в под-
шипниках некоторых станков на наших заводах и включенные в ГОСТ 1585-4
и нормаль станкостроения МТ23-1 (марки СЧЦ-1 и СЧЦ-2), могут быть использо-
ваны, примерно, при следующих условиях работы:
v в MfceK <................. 5 3 2 1
РШахв кг/с-и2=.................. 3 5 6,3" 12,5
Нормаль МТ23-1 ограничивает применение этих антифрикционных чугунов
окружной скоростью цтах = 2 м, сек, причем при v — 1-н2 м'.сек (p-v)mix =
= 20 K2jCM2-MiceK, 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 м а т е р и а л ы. Помимо указанных выше в опорах станков находят
некоторое применение и другие материалы.
Втулки из пористых металлокерамических сплавов используются в таких местах,
куда затруднен подвод смазки; благодаря пористости такие втулки впитывают до
25—35% масла и могут работать без смазки очень длительное время. Недостаток
пористых бронз—сравнительное высокое содержание олова (около 10%). Железо-
408
Шпиндели, валы и их опоры
графитовые втулки могут работать без смазки при р < 2,5 кг/см2 и V < 2,5 м/сек
(по опытам ЭНИМС). Необходимо учитывать, что металлокерамические втулки и
вкладыши изготовляются штамповкой и поэтому при слишком малом 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 метал-
лов. Количество подшипниковых Al-сплавов в настоящее время довольно велико.
Испытания советских сплавов алькусин (А1 — Си—Si), АН-2,5 и АМ-8 как в лабора-
торных, так и в эксплоатационных условиях дали благоприятные результаты. Так,
например сплав АМ-8 (Си 7,5 — 8°,'о, FeSi < 1%) обладает твердостью Нв =
= 55,—70, по своим антифрикционным свойствам близок к бронзам Бр. ОФЮ-1 и
Бр. ОС8-12, а в отношении износостойкости даже превосходит их. На одном из
наших больших заводов этот материал был применен в подшипниках ряда станков —
токарных, револьверных, фрезерных и сверлильных; достаточно длительная эксплоа-
тация показала, что эти подшипники лучше подшипников из оловянистой бронзы.
Очень хорошие результаты получились при применении алькусиновых подшипни-
ков в опорах шпинделей ряда тяжелых токарных станков завода „Красный проле-
тарий".
При пользовании такими подшипниками шейки шпинделей должны быть обяза-
тельно закалены (77дс ~ 45-Т-50) и чисто отделаны.
Нормаль станкостроения МТЗЗ-1 (1942 г.) содержит лишь одну марку альку-
сина для подшипников•—-АМК(Си6—9° 0, Si 1,5—2,5® 0, Fe<l,8°0, остальное АП
с Нв ю/250'60 = 60 — 70. Нормаль указывает в качестве границы применения альку-
сина АМК (/цц)тах = 40-н50 кгсм--м сек, причем должно быть v С 5 мсек.
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 надобности.
Зазор в подшипнике из Al-сплава должен быть больше, чем в бронзовом. Чтобы
избежать кромочного давления, отношение длины вкладыша к его внутреннем}
диаметру должно быть по возможности не более 1:1. По этой же причине алю-
миниевые вкладыши должны быть обработаны с наибольшей возможной чи-
стотой.
Не получили пока сколько-нибудь значительного распространения в станках
также подшипники из пластмасс, рекламируемые некоторыми заграничными фир-
мами: такие подшипники разбухают от масла, не позволяют назначать малых
радиальных зазоров, а поэтому в качестве опор шпинделей станков, как правило,
непригодны.
В последние годы появились сообщения о применении в опорах шпинделей
некоторых зарубежных шлифовальных станков, в частности для шлифования
волок (фильер), подшипников из вольфрамокарбидного сплава карболой, причем также
и шейки шпинделя сделаны из карболоя, но другой марки. По сравнению с при-
менявшимися прежде шарикоподшипниками долговечность опор повысилась якобы
в 50 раз. К такого рода сообщениям следует отнестись с большой осторожностью,
гак как наряду с высокой износостойкостью сплавы этого рода обладают очень
большой твердостью, что далеко нс всегда гарантирует хорошую работу их в со-
четании с твердой шейкой вала. Применение же шпинделей из твердого сплава,
обладающего модулем упругости, в несколько раз превышающим модуль упру-
гости стали, с целью уменьшения деформаций и углов наклона в опорах затруд-
няется плохой обрабатываемостью этих сплавов.
Осевые давления, действующие на шпиндель или на вал, воспринимаются в со-
временных станках преимущественно упорными подшипниками качения. Подпятники
скольжения применяются в станках все реже, притом главным образом в малых
станках. В качестве материалов в таких подпятниках используются большей частью
цементованная и закаленная сталь в сочетании с бронзой. Последняя часто может
быть заменена чугуном.
Опоры скольжения
409
Б. Конструкция 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
(см., например, фиг. 420).
Регулирование подшипников производится большей частью периодически от
руки. Непрерывное регулирование осуществляется с помощью пружин или гидра-
влического давления на отдельные части разъемного вкладыша.
Ниже описаны наиболее типичные и распространенные в станках конструкции
подшипников скольжения, а также некоторые специальные конструкции, применяе-
Фиг. 407.
мые преимущественно в опорах шпинделей высокоточных и отделочных станков.
1. Вкладыши цилиндрические внутри и снаружи. Простейшим
видом вкладышей этого рода являются цельные нерегулируемые втулки. Они нахо-
дят 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 ра-
боты. Размеры таких втулок, изготовляемых из чугуна или бронзы, стандартизо-
ваны (ГОСТ 1978-43). 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 кре-
пления.
Невозможность регулировать зазор в подшипниках этой простейшей конструк-
ции сильно ограничивает использование их в ответственных опорах станков. Цель-
ные втулки находят по необходимости применение там, где регулирование разъем-
ного вкладыша было бы сильно затруднено, например, в опорах шпинделей кару-
сельных станков. Однако такое решение нельзя считать удачным.
Для возможности регулирования подшипника со вкладышем цилиндрическим
внутри и снаружи последний изготовляют разъемным, большей частью из двух
частей: перемещая в радиальном направлении подвижной вкладыш, можно изме-
нять величину зазора.
В большинстве случаев подшипники рассматриваемого типа регулируются с по-
мощью либо крышки и двух-четырех болтов, либо группы нажимных и оттяжных
болтов. Первая конструкция показана на фиг. 407, пример второй конструкции
приведен на фиг. 408 (задний подшипник шлифовального шпинделя круглошлифо-
вального станка). Болтами 5 нижний вкладыш прочно притянут к корпусу бабки.
Точное направление верхнего вкладыша в корпусе дается шпонкой 3, которая
скреплена с этим вкладышем двумя винтами, а в нижнем вкладыше — ступенчатой
410
Шпиндели, валы и их опоры
I
Фиг. 408. Фиг. 409.
*
Фиг. 410.
Опоры скольжения
411
формой стыков 4. Регулирование вкладышей производится посредством болтов
7 и 2. Для этого следует отпустить болт 2 и затем подвинтить нажимные болты 7
настолько, чтобы шпиндель еще можно было вращать от руки. После этого болты /
фиксируют контргайками, и, подвинчивая болт 2, притягивают шпонку 3, а вместе
с ней верхний вкладыш к болтам 7. В стыках 4 между вкладышами помещены
прокладки, препятствующие утечке масла.
Фиг. 411.
Недостатки ручного регулирования подшипников вызвали появление конструк-
ций, в которых зазор в опоре выбирается автоматически и непрерывно, как это
сделано в конструкциях по фиг. 409 и 410.
На фиг. 409 схематически изображен передний подшипник главного шпин-
деля круглошлифовального станка. Оба подвижных вкладыша 5 и 9 автомата чески
Фиг. 412.
регулируются винтовыми пружинами 2 и 8, которые прижимают стаканчики 7 и 7
к наружной поверхности вкладышей. Стаканчики удерживаются от проворачивания
болтами 4 через нажимные планки 3 и 6.
Аналогичная идея лежит в основе конструкции саморегулирующегося гидравли-
ческого подшипника, изображенного на фиг. 410 и примененного с успехом в ряде
моделей шлифовальных станков отечественных станкозаводов. В верхней части кор-
пуса 2 подшипников расточены цилиндры 3, в которых находятся поршни 5 и 7.
Через подушки 4, привинченные к верхним вкладышам 7, эти поршни прижимают
последние к шейкам шпинделя благодаря тому, что в полости 6 находится масло
под давлением. Масло подается в эту полость насосом 73 по трубопроводу с ша-
риковым невозвратным клапаном 14. Клапан 75, нагруженный пружиной, позво-
ляет регулировать давление в системе. Масло, которое проходит через клапан 14,
используется для смазки подшипников (8 — контрольные стекла).
412
Шпиндели, валы и их опоры
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 эксплоатации хорошо за-
рекомендовали 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, чго возможно благодаря наличию мембраны.
Сложную задачу представляет устройство для регулирования подшипников
шпинделей очень тяжелых станков, в которых приходится ожидать быстрого
износа опор и обусловленного им большого смещения шпинделя. В подобных слу-
чаях необходимо предусмотреть возможность регулирования положения шпинделя
в нескольких направлениях. Пример решения показан на фиг. 411, изображающей
передний подшипник тяжелого токарного станка. Подшипник состоит из четырех
частей. Регулирование положения шпинделя производится посредством клиньев
7, 2 и 3.
Другой пример шпиндельного подшипника со вкладышем, состоящим из трех
частей, показан на фиг. 412; одна из этих частей укреплена в корпусе неподвижно,
две устанавливаются с помощью винтов.
Для восприятия 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, то, 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-
1рузке опор. Особенно опасно последнее расположение для шпинделей с насажен-
ным ротором, где возможна серьезная авария вследствие бокового изгиба шпин-
деля и уменьшения до нуля воздушного зазора между ротором и статором.
Следовательно, при расположении подпятников с внутренних сторон обоих под-
шипников надо назначать такой осевой зазор, чтобы при разогревании подшип-
ников до рабочей температуры осевой зазор, оставшийся после удлинения вала на
величину Л/=: 12-10- 6-/-Д7 мм (I — расстояние между подпятниками в мм, St—
разность температур вала и корпуса подшипника в рабочем состоянии), не превы-
шал 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.
Технологически 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 вкла-
дыши с конической наружной поверхностью, зазор в которых регулируется отно-
сительным осевым перемещением подшипниковой втулки и корпуса. Такие под-
шипники встречаются в станках почти всех типов. Одна из наиболее распространенных
конструкций изображена на фиг. 413. Вкладыш надрезан вдоль трех (или двух)
образующих и разрезан вдоль четвертой (соответственно третьей); надрезы и про-
резь 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
Опоры скольжения
413
втулки вкладыш сжимается. Цилиндрическая внутренняя поверхность вкладыша
несколько искажается, т. е. в результате регулирования такого подшип-
ника создаются неблагоприятные условия для его работы, и износ вкла-
дыша происходит в первое время после регулирования особенно быстро.
Этот недостаток подшипников рассматриваемого типа может быть ослаблен раз-
личными способами. В конструкции подшипника токарного станка по фиг. 414
это достигается тем, что боковые грани 5 прорези вкладыша, расположен-
ной вверху, сделаны наклонными.
В прорезь вставлены два болта
с клиновидными головками 2. По-
сле того как посредством гаек 7
осевое положение вкладыша отре-
гулировано, гайками 3 затягивают
Фиг. 414.
Фиг. 413.
предварительно отпущенные болты, которые теперь своими головками 2 распи-
рают вкладыш, плотно прижимая его к конической поверхности втулки 4. Бла-
годаря 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. Так, например, в одном тяжелом верти-
Фиг. 415.
кально-фрезерном станке вкладыш переднего подшипника шпинделя размерами
*7X7=110X350 мм имел 23 надреза и одну сквозную прорезь.
Отклонение внутренней поверхности вкладыша от формы кругового цилиндра,
сопутствующее регулированию, своеобразно используется в подшипнике для шпин-
делей высокоточных станков. Идея, лежащая в основе этой конструкции, поясняется
схематически фиг. 415, а и б. Вкладыш опирается на корпус двумя выступами
(фиг. 415, 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. 415,6. Такое
устройство позволяет сделать зазор в подшипнике очень малым, порядка 1 или 2 мк.
В действительном выполнении вкладыш этого подшипника имеет снаружи кониче-
скую форму (фиг. 416, подшипник шпинделя универсального резьбошлифовального
414
Шпиндели, валы и их опоры
станка модели МП582). Для регулирования вкладыша служит гайка, навинчиваемая
на его трапецеидальную резьбу.
Опытное исследование подшипника, изображенного на двух последних фигу-
рах, показало, что при обильном охлаждении опоры установленный в начале за-
зор 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
Фиг. 416.
общем давлении до 550 к? 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 описан-
ного типа работают хорошо и в особенности пригодны в качестве опор шпинде-
Фиг. 417. Фиг. 418. Фиг 219.
лей станков шлифовальных, алмазно-токарных, доводочных и а. п., вообще бы-
строходных 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 требова-
ниям.
Кониче.кий снаружи вкладыш может быть вставлен непосредственно в кониче-
скую расточку корпуса (см. фиг. 413) либо монтирован в чугунной или стальной
втулке, запрессованной (Пр13) в цилиндрической расточке корпуса (см. фиг. 414).
С точки зрения технологии обработки предпочтения заслуживает чаще второй тип
конструкции — с промежуточной втулкой, так как точно расточить конические от-
верстия в массивной чугунной отливке корпуса бабки труднее, чем во втулках.
Опоры скольжения
415
случаев посредством двух круг-
Фвг. 420.
С другой стороны, применение запрессованных втулок в обеих опорах затрудняет
достижение соосности подшипников. Целесообразность того или другого решения
зависит от формы корпуса бабки и от масштаба производства.
Регулирование подшипников с внутренней цилиндрической и наружной кони-
ческой поверхностью производится в большинстве
лых гаек (см. приведенные выше фигуры).
При обычной конструкции регулировочного
устройства, когда гайки навинчиваются непосред-
ственно на вкладыш и упираются в торцы кор-
пуса или наружной втулки, непараллельность тор-
цев может привести к изгибу надрезанного вкла-
дыша при затягивании его. Этого можно избе-
жать, применяя конструкцию по фиг. 417. Резьба
(квадратного профиля) нарезана здесь не на
вкладыше, а на стальной втулке. Благодаря не-
большому радиальному зазору в резьбе гайки мо-
гут установиться соответственно коническим
торцевым поверхностям вкладыша.
Такая конструкция регулирования лучше
обычной, но сложнее и дороже ее.
3. Вкладыши конические внутри и цилиндрические снаружи.
Шпиндели станков, особенно точных и высокоточных, нередко конструируют с ко-
нической передней шейкой; реже делают коническими обе шейки шпинделя. При
этом вкладыш подшипника принимает форму, показанную на фиг. 418; наружная.
/ssSfflSix сеч по в 6
Фиг. 421.
поверхность его — цилиндрическая, и надрезы отсутствуют, благодаря чему он
обладает большей жесткостью, чем при конструкциях по фиг. 413 и аналогичных ей.
Регулирование радиального зазора производится относительным осевым перемеще-
нием шпинделя (или вала) и вкладыша. На фиг. 418 вкладыш неподвижен, пере-
мещение при регулировании получает шпиндель. В конструкции по фиг. 419 не-
изменным остается осевое положение шпинделя; для регулирования величины зазора,
в подшипнике служат две круглые гайки, навинченные на концы вкладыша.
416
Шпиндели, валы и их опоры
Вследствие малой конусности рабочих поверхностей —от 1 :30 до 1 : 10 — также
и здесь для восприятия осевых усилий необходимы отдельные подпятники.
Существующие конструкции подшипников для шпинделей с коническими шей-
ками различаются главным образом способом регулирования, который отчасти за-
висит от расположения и конструкции подпятников. Весьма распространена кон-
струкция с двумя гайками, расположенными по обе стороны вкладыша. Пример ее
приведен на фиг. 419.
Удобна конструкция опор шпинделя, примененная в токарно-винторезном станке
модели 162К. Передний вкладыш шпинделя, залитый бронзой, вставлен в цилин-
дрическую расточку стакана, скрепленного винтами с корпусом бабки. Для осевого
перемещения этого вкладыша служит гайка, предохраненная от осевого перемеще-
ния кольцом. Благодаря такому устройству вкладыш легко перемещать как в
одну, так и в другую сторону. Отрегулировав подшипник, гайку стопорят вин-
том. Аналогично сконструирован передний подшипник шпинделя станка 1Д62М.
Как и в случае цилиндрической шейки (см. фиг. 387), иногда оказывается вы-
годным изготовить коническую шейку в виде втулки, закрепить ее на шпинделе
из более дешевой стали, затем довести поверхность шейки до требуемых раз-
меров 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 окружности, втулка. Стальной
вкладыш срабатывается медленно и сохраняет правильную форму кругового ко-
нуса дольше, чем при противоположном выборе материалов шейки и вкла-
дыша.
Как упоминалось выше, зазор в подшипнике можно регулировать перемещением
либо вкладыша, либо шпинделя (или вала) в соответствующую сторону. Срав-
нение обоих этих способов регулирования показывает, что предпочтительнее пер-
вый, допускающий более быструю и точную установку желаемой величины зазора.
В остальном достоинства обоих способов регулирования примерно уравновеши-
ваются.
Для восприятия осевых усилий, действующих на шпиндель или вал с кониче-
ской шейкой, применяются такие же устройства, как для валов с цилиндрическими
шейками, поскольку возможности в этом отношении конической шейки обычно
в расчет не принимаются.
В малых высокоточных станках распространена конструкция по фиг. 420.
Короткий конус ( =; 45°) на переднем конце шпинделя и отвечающая ему поверх-
ность на торце вкладыша воспринимают часть осевого давления, действующего
влево, и таким образом разгружают подпятник, располагаемый в этих станках
у заднего подшипника шпинделя. Пригонка двух пар конических поверхностей
достигается притиркой довольно быстро. Такая конструкция передней опоры шпин-
деля принята, например, в высокоточных токарных станках завода им. Воскова.
Выше были рассмотрены подшипники скольжения преимущественно для гори-
зонтальных валов. Сказанное относится в основном также к подшипникам верти-
кальных шпинделей и валов. Конструктивные различия в обоих случаях обусловлены
различными по отношению к рабочим поверхностям направлениями сил веса вала
и сидящих на нем деталей; поэтому, например, отношение l\d для подшипников
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 смазечной жидкости под влиянием собственного веса может привести
к перегреву подшипника; поэтому дополнительное охлаждение опор верти-
кальных шпинделей встречается в станках чаще, чем охлаждение горизонтальных
опор.
Понятно, что при проектировании подпятников вертикальных шпинделей и ва-
лов нужно принимать в расчет наряду с действующими на вал внешними усилиями
силы веса. В особенности это относится к валам тяжелых станков (шпиндели ка-
Опоры скольжения
417
русельных, плоскошлифовальных, тяжелых вертикально-фрезерных, колонны ра-
диально-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. 442 — 443), за исключением лабиринтных.
4. Подшипники скольжения специальных конструкций.
С целью повышения устойчивости радиального положения вращающегося шпин-
деля, для чего относительный радиальный зазор в его подшипниках должен быть
возможно малым, в опорах шпинделей станков для точной обработки применяют
иногда подшипники специальных конструкций.
Одна из них, хорошо зарекомендовавшая себя в практике, показана на фиг. 421,
представляющей разрез шлифовальной бабки бесцентровошлифовального станка
модели 3180.
Как видно из сечения по £— F, подшипник имеет пять сегментных колодок,
симметрично расположенных вокруг шейки шпинделя. Центральный угол каждой
колодки ~ 48°, промежутков между ними ~ 24°. Две
нижние колодки не регулируются в радиальном напра-
влении, а от осевого перемещения удерживаются за-
прессованными в корпус штифтами 1. Остальные три
колодки в передней опоре шпинделя поджимаются
каждая тремя винтами, находящимися в одной плоско-
сти; как видно из продольного разреза, средний винт
имеет хвост, который заходит в соответствующее отвер-
стие колодки и не позволяет ей перемещаться в осе-
вом направлении. В заднем подшипнике вкладыши само-
устанавливающиеся (один винт).
Когда шпиндель вращается, между его шейкой и
колодками создаются практически независимые масля-
ные клинья. Радиальные давления со стороны этих
клиньев на шпиндель достигают 35—40 ати и обес-
печивают неизменное положение оси шпинделя, не до-
пуская его игры. Давление магла в камере подшипника
поддерживается на уровне 0,25—0,5 ати при помощи специальной системы, чтобы
предупредить засасывание воздуха.
Как показал опыт использования снабженных такими подшипниками станков
мощностью от 3 до 75 л. с. при числах оборотов шпинделя от 1000 до 10 000 в ми-
нуту, эксплоатационные качества таких опор практически не зависят от материала
колодок (бронзы, пластмассы и др.) и шейки, поскольку трение в подшипнике
жидкостное.
Эксперименты показали, что смещения оси шпинделя, вращающегося в под-
шипниках этого типа, в несколько десятков раз меньше, чем шпинделей с обыч-
ными подшипниками скольжения в опорах, и почти не зависит от величины усилия
шли.; оваиия.
Подшипники этого типа с успехом применены в ряде моделей шлифовальных
станков отечественного производства.
На фиг. 422 показан самоустанавливающийся подшипник, применяемый в опо-
рах главных шпинделей некоторых шлифовальных станков. Стальной вкладыш,
цилиндрический внутри и залитый тонким слоем — около 2 мм — баббита, снаружи
имеет сферическую поверхность. Регулирование зазора в подшипнике производи гея
но лимбу 2 посредством кольца 1 с риской. Кольцевые и продольные масляные
канавки способствуют хорошей смазке опоры шпинделя, а наличие масла на на-
ружной поверхности вкладыша облегчает его самоустановку. Следует заметить,
что последняя практически возможна лишь при условии высокого качества отделки
сопряженных сферических поверхностей и при тех малых нагрузках опор, которые
обычны для отделочных и доводочных станков.
27 Ачеркан Н. С. F65
418
Шпиндели, валы и их опоры
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 под-
пятника) происходит лишь в периоды разгона, торможения и реверсирования, т. е.
в течение 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-
ций, как алмазно-токарные и расточные, шлифовальные, притирочные, полироваль-
ные, станки для сверхчистовой отделки, далее к станкам, предназначенным только
для чистовых работ, наконец, к сверлильным станкам.
Условия работы подшипников при жидкостном и смешанном трении совершенно
различны, поэтому различны для обоих случаев и методы расчета. Отсюда следует,
что для определения необходимых параметров подшипников скольжения нужно
прежде 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 установившемся
движении вала соблюдается условие
> Hi max + Н2 max , (52.1)
где Йо — толщина слоя смазки в месте наибольшего сближения поверхностей шейки
и подшипника (в наиболее узком месте зазора);
//1 тах и //2тах — наибольшая высота шероховатостей (неровностей) на поверх-
ностях шейки, соответственно — подшипника.
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); т]— абсолютная вязкость смазочной жидкости в кгсек;м2.
Тогда для имеющей практическое значение области отношений у = -е-— ве-
личина /га может быть вычислена по известной формуле:
I
d + I
h
0 183би0-^-р
см.
(52.2)
Если обозначить здесь -<- = jpp-/ (множитель, учитывающий влияние на ha ко-
Опоры скольжения
419
нечной длины шейки) и выразить hn, d, I и s = D — d в мм, a p и -q попрежнему
в кг; см? (ати) и кгсек/м2, то последняя формула примет вид
, Ti-n’d2 1Г>—? -ь-п-сР-
= 1S.3 600-(Г> —d)-p-A” ~ 54 ’ 10 (D-dpp-к ММ’ (52.3)
а условие (52.1) жидкостного трения:
/z0 = 54 • 10 • j-pL. rfjLp'Tx' > Hi max + Н> шах. (52.4)
Величины, которые входят в эту формулу, определяются следующим образом.
Абсолютная вязкость масла
0,043Е-Л , ,
V = -^^б- кгсек -w- (52.о)
где t—ожидаемая температура масла в подшипнике в °C (/max ~ 90“, но лучше
по возможности придерживаться /тах~75°);
Е60 — вязкость масла в градусах Энглера при температуре 50°; берется из соответ-
ствующего ОСТ или ГОСТ.
Потери на трение в опоре с увеличением вязкости масла возрастают. С другой
стороны, из формулы (52.4) видно, что чем меньше зазор (D — d) и больше
число п об/мин, тем меньшей может быть при прочих одинаковых условиях вяз-
кость т] смазочной жидкости без нарушения жидкостного трения. Поэтому для
смазки подшипников шпинделей быстроходных станков для отделочных операций,
а также высокоточных станков всех типов, т. е. при п)> 1000 об/мин и
D—d 0,004 -т- 0,010 мм, применяют масла малой вязкости—примерно 3—4°Е20.
При еще меньших зазорах лучше пользоваться смесью керосина с маслом или
даже чистым керосином, внутреннее трение которого очень низко: при /=20°
вязкость керосина т] = 2-10“4 кгсек м2.
Числа п об/мин шпинделя или вала известны из кинематического расчета.
р
Если п — переменно, причем соответственно изменяются и значения р = — , то
значения ha следует определять для пшщ, «max и двух-трех промежуточных значений.
Средний диаметральный зазор
= D d — (DU3M 4“ max) (da3M 2Л/1 max) “
== Du3 ч du3M 4“ 2 (/У1 max 4“ ^2 max) > (52.6)
где du3M, DU3M — получаемые измерением диаметры шейки и подшипника.
Из формулы (52.4) 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 регулируе-
мых подшипников шпинделей диаметральный зазор не сохраняет постоянного зна-
чения; поэтому для них приходится принимать величину s — D—d, указываемую
опытом эксплоатации станков, принадлежащих к одной группе с проектируемым
станком или сходных с ним в отношении условий работы шпинделя. Ориентиро-
вочно можно указать следующие средние значения s для подшипников шпинделей:
Высокоточные станки.........................s = 0,004 до 0,010 мм
Шлифовальные станки...........................5 = 0,010 до 0,015 „
Токарные станки нормальной точности...........« = 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 ......................................« = 0,020 до 0,030 „
Значения s относятся к рабочему состоянию опоры, которому отвечает устано-
вившаяся температура; в холодном состоянии зазор должен быть соответственно
больше.
420
Шпиндели, валы и их опоры
Величины Н|тп и /72тах 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 Ht щах и Н2 fflax Для одних и тех же процессов обработки колеблются
в относительно широких границах. По этой же причине зависимость между
величинами Нтах и Нск — среднеквадратическим отклонением точек профиля
поверхности от его средней линии, характеризующим по ГОСТ 2789-45 степень
чистоты поверхности, не может быть точно выражена одной формулой для всех
случаев. По исследованиям докт. техн, наук П. Е. Дьяченко, приближенно
Hmax = 3.88/С, где //шах и Нск выражены в микронах. Значение Н,н находится
в указанном ГОСТ.
Более узкие границы Нг mal и Н« тах можно установить путем снятия профило-
грамм с пробных изделий, обработанных на соответствующем оборудовании того
завода, на котором будет изготовляться проектируемый станок. Если это невоз-
можно, то по необходимости приходится брать средние значения И, и Нг, указы-
вая притом на рабочих чертежах шпинделя (вала) и подшипника требуемый класс,
а по возможности и разряд чистоты их рабочих поверхностей по ГОСТ 2789-45.
Среднее расчетное удельное давление р вычисляется по формуле:
кг]см2, (52.7)
где Р—радиальная нагрузка опоры в кг; d и
Коэфициент X можно принимать, пользуясь
При Z:d = 0,75 1 1,25 1,5
X «?5,5 .4,0 2,9 2,4
I—размеры в см.
следующими
значениями:
2 2,5
1.9 1,6
3 4
1,5 1,4
Из неравенства (52.4) следует, что жидкостное трение в подшипнике
иметь место (если оно вообще возможно) при средних удельных давлениях
- кл ш-1 Т\-п-(Р
р < 54 • 10--------------!-----
будет
?Р-й).Х.(Р1шах + Я2тах)
(52.8)
„ г. l-d
следовательно, при всех величинах радиальной нагрузки Р = р кг
d — в мм), удовлетворяющих условию
Р < 54 • 10~9--------vn-rfM
опоры (/ и
(P-d).k.(Plmax + //2mai) °
(52.9)
или иначе
-<54
п
• Ю 97гЧ—де 1 /Гг-—;-----гз---г кг мин.
(D-d)-k-(//lmax -t-P2maz)
, (52.10)
Вычислив значения Ртах, 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
Р
значение — отвечает наименьшему числу оборотов в минуту.
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 эксплоатационной надежности спроектированного подшип-
Опоры скольжения
421
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 и 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 геометри-
ческой поверхности вкладыша, причем удельное давление р одинаково по всем
радиальным направлениям. Надежность работы подшипника считается обеспеченной,
если р < 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 • •n)max = С; иногда
пользуются также соотношением (р-w'”)max = С, где от <'1. Последняя зависимость,
требующая меньшего снижения р с увеличением скорости, отражает действитель-
ную связь между этими величинами ближе, нежели гиперболическая зависи-
мость (р-'п)тах = С. Однако отсутствие достаточно проверенных значений показа-
теля от вынуждает пользоваться последней зависимостью, т. е. считать от = 1.
Для проверочного расчета подшипников, работающих в условиях смешанного
трения, можно пользоваться значениями (р-'п)тах, указываемыми для некоторых
подшипниковых сплавов в ОСТ и ГОСТ, для других — в нормалях станкостроения
(см. § 52, Aj.
§ 53. ОПОРЫ КАЧЕНИЯ В СТАНКАХ
Как уже упоминалось, подшипники качения применяются в опорах шпинделей
и валов современных станков чрезвычайно широко. Существует немало моделей
еаюертки / -Г
станков, все вращающиеся части которых монтированы на таких подшипниках.
Вследствие этого в станках некоторых моделей количество подшипников качения
исчисляется многими десятками (см., например, фиг. 423, изображающую развертку
422
Шпиндели, валы и их опоры
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 г? под-
шипниках посредством специальных приемов.
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 других машинах, выбор типа подшипника для определенного места
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 дели-
тельных устройств и ходовых винтов, являются
требования высокой точности, большой жесткости
и отсутствия вибраций. При большом числе под-
шипников качения в станке и применении их
Фиг. 424. в 0П0Рах быстроходных шпинделей и валов имеет
важное значение, кроме того, и шум, производи-
мый подшипниками и утомляющий слух рабочих, обслуживающих этот и соседние
станки, что не должно допускаться.
Влияние указанных факторов на выбор типа подшипника сводится к следую-
щему.
1. Влияние направления и величины нагрузки и числа обо-
ротов в минуту. При направлении нагрузки, перпендикулярном к оси под-
шипника, например в опорах валов с прямозубыми цилиндрическими колесами,
следует применять, как правило, радиальные подшипники — шариковые, цилиндри-
ческие роликовые или игольчатые.
Для восприятия 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 противоположное.
Если осевое усилие, действующее в одном из направлений, незначительно, оно
может восприниматься радиально-упорным или даже соответственно подобранным
радиальным подшипником. В подобных случаях можно ограничиться ординарным
упорным подшипником, воспринимающим основное осевое усилие.
V 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 проверяется расчетом, вообще же первое
из них уместно, а иногда и единственно возможно при осевом усилии, превышаю-
щем радиальное, второе — при осевом усилии примерно того же порядка величины,
что радиальное, а третье решение — при осевом усилии, меньшем радиального
Опоры качения
423
При высоких числах оборотов подшипника — примерно от 10 000 в минуту и
выше — особое значение приобретает сепаратор. Он должен быть точно уравнове-
шен (выбалансирован), гнезда для шариков должны быть очень чисто отделаны.
Из материалов для массивных сепараторов наилучшие — латунь и текстолит,
далее следует 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-п яа 5-10°, где d — в мм.
Эксперименты докт. техн, наук Н. А. Спицына, произведенные им в последние
годы в одном из отечественных научно-исследовательских институтов, показали,
что при соответствующем выборе материала сепаратора и смазки возможно дости-
гнуть для высокоскоростных шарикоподшипников значений d-n, далеко превышаю-
щих последнюю цифру. Например, при применении в сепараторе такого подшип-
ника специального сплава и интенсивной смазке с отсосом удалось добиться зна-
чения </-ляа15-105. Эти опыты имеют важное значение для быстроходн; х стан-
ков с весьма высокими числами оборотов шпинделя.
Некоторое применение в опорах быстроходных шпинделей нашли бессепара-
торные шариковые и роликовые подшипники (фиг. 424).
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
допусками, установленными для них ГОСТ 520-45.
Для опор валов контрприводов, редукторов, коробок скоростей, коробок подач,
механизмов быстрых ходов, систем управления и т. п. пригодны подшипники
класса Н. Для шпинделей (кроме иногда сверлильных) эти подшипники недоста-
точно точны, как это видно из сравнения величин допускаемого радиального бие-
ния для шпинделя по ОСТ и ГОСТ „Нормы точности и методы испытаний"
станков, а для подшипников класса Н — по ГОСТ 520-45.
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 более строгими допусками по важнейшим
размерам, радиальному и боковому биению. Для шпинделей большей части станков
точность подшипников классов 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
стоимость: если принять цену подшипника класса Н за 1, то стоимость подшип-
ника тех же размеров классов П, В и А составляет соответственно примерно
2, 3,5 и 5. Нужно, кроме того, помнить, что каждый из повышенных и высоких
424
Шпиндели, валы и их опоры
классов точности распространяется не на все, а лишь на определенные типы шарико-
и роликоподшипников.
В некоторых случаях, когда по допускаемому радиальному биению шпинделя
можно 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 по-
садочных 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 канавку наружного кольца (шарикоподшипники 50000 по ГОСТ).
Пример применения таких подшипников показан на фиг. 425 (шпиндель горизон-
тально-фрезерного 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. 428)
к этой группе относятся:
1. Шпиндельные однорядные шарикоподшипники, которые по
своей конструкции представляют тип, промежуточный между радиальным и радиаль-
но-упорным (фиг. 426). Один из
бортов наружного кольца сделан
у этих подшипников настолько
низким, что между кольцами мож-
но поместить число шариков
Фиг. 426.
Фиг. 427.
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 сошлифовыва-
ния одного торца наружного кольца и противоположного торца — внутреннего
и затяжки пары подшипников при монтаже (фиг. 427, а и б) они получают вну-
тренний натяг.
Шпиндельные шарикоподшипники могут воспринимать более значительные осе-
вые нагрузки, чем радиальные шариковые. Они применяются также в опорах
426
Шпиндели, валы и их опоры
быстроходных шпинделей при числах оборотов примерно до 40 000 в минуту
(подшипники серии 36 200).
2. Цилиндрические шпиндельные роликоподшипники с двумя
рядами коротких роликов, расположенных в сепараторе в шахматном
порядке. Преимущество их перед стандартными цилиндрическими роликоподшип-
никами заключается в том, что ширина их несколько
меньше, чем двух однорядных роликоподшипников того
же диаметра. Эти подшипники, как и двухрядные цилин-
дрические роликоподшипники нормальной конструкции,
'предназначаются специально для опор главных шпинделей
станков и монтируются на конических шейках (фиг. 428),
что позволяет регулировать внутренний зазор в них.
3. Безжолобные шарикоподшипники при-
меняются иногда в тех случаях, когда шпиндель должен
иметь возможность некоторого осевого перемещения. Же-
лобки могут отсутствовать либо на обоих кольцах, либо
на одном из них (фиг. 429, шпиндельный пятирядный ша-
рикоподшипник для /гтах~60 000 об/мин).
В опорах наиболее быстроходных цнутришлифоваль-
ных шпинделей находят применение магнетные шарикоподшипники без внутрен-
него кольца; дорожка качения обрабатывается в этом случае непосредственно на
валу. От одного из колец приходится, впрочем, отказываться иногда и при
подшипниках качения других типов из-за недостатка места, чтобы иметь возмож-
ность увеличить диаметр шпинделя в многошпиндельных станках с малым расстоя-
нием между осями шпинделей.
В. Применение сферических подшипников, 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,
например, 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 неисполь-
зованной допустимой радиальной нагрузки. Следовательно, они уместны главным
образом там, где точность положения вала не имеет практического значения, если
притом осевая нагрузка мала, как, например, в опорах шпинделей простейших
заточных станков (точил) и полировальных. Нередко в сферических подшипниках
устанавливают валы контрприводов, так как диаметр этих валов сравнительно
мал, а длина велика.
В опорах шпинделей сферические подшипники применяются в настоящее время
редко (за исключением станков указанных выше типов), главным образом в опорах
внутришлифовальных шпинделей для малых отверстий; в этих случаях осевые
усилия настолько малы, что применение сферических шарикоподшипников допустимо
и при отсутствии 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 значе-
ние и возможность некоторого уменьшения наружного диаметра подшипника по
сравнению с однорядным шариковым за счет увеличения ширины колец. Пример
такого конструктивного решения показан на фиг. 430, изображающей опоры
шпинделя тяжелого токарного станка. Втулка а между подшипниками передней
опоры, удерживающая их внутренние кольца на определенном расстоянии одно
от другого, служит одновременно для уменьшения чрезмерно большой емкости
камеры для консистентной мази.
Опоры качения
427
Применяются в станках, хотя и не часто, также сферические двухрядные
роликоподшипники с бочкообразными роликами (тип 3000 по ГОСТ).
Основное достоинство игольчатых подшипников (серий 74000, 84000,
54000, 94000) — малые диаметральные размеры опоры, меньшие, чем при примене-
нии подшипников качения любого другого типа для одинаковых условий работы.
Игольчатые подшипники хорошо работают при числах обо-
ротов до п = 6000 -н 8000 в минуту, а при отсутствии
толчков и очень малых нагрузках могут удовлетвори-
тельно работать и при и = 50 000 н-60 000 в минуту.
Однако при высоких 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 коэ-
фициент трения игольчатых подшипников выше, чем у всех
других подшипников качения.
При низких скоростях игольчатые подшипники
безопасно выдерживают очень высокие нагрузки.
В станках находят применение как комплексные иголь-
чатые подшипники с обоими кольцами (типы 74000 и
54000 по ГОСТ), так и подшипники с одним лишь на-
ружным кольцом (типы 84000 и 94000 по ГОСТ). Нередко
можно обойтись и без обоих колец, располагая набор ро-
тиков непосредственно между поверхностью шейки шпин-
деля или вала и поверхностью корпуса или втулки детали.
Твердость поверхностей качения должна быть при этом
не ниже Нрс = 60, а лучше /Д>с = 62 -;-64; только при
условных (средних) удельных давлениях р < 10 кг см2 эти
поверхности могут быть оставлены сырыми. Поэтому для
Фиг. 435.
Фиг. 433.
Фиг. 434.
шпинделей и других точно вращающихся валов отказ от наружного кольца практи-
чески нецелесообразен: технологически выгоднее сохранить его или заменить, если
это нужно, втулкой, внутреннюю поверхность которой довести до желаемого раз-
мера легче, чем гнездо под подшипник в самом корпусе. Пример такой конструк-
ции показан на фиг. 431, изображающей переднюю опору шпинделя одного из
станков отечественного производства;
Для устранения чрезмерного радиального зазора целесообразно делать втулку
регулируемой.
Воспринимать осевые нагрузки игольчатые подшипники не могут. Для пре-
дотвращения чрезмерной осевой игры роликов используются либо заплечики
и уступы вала, либо стальные кольца, ограничивающие иглы с торцев.
Игольчатые подшипники очень удобны для монтажа деталей, вращающихся
428
Шпиндели, валы и их опоры
на валу или на оси вхолостую, например холостых шкивов, натяжных и направля-
ющих роликов и звездочек, паразитных зубчатых колес, сателлитов, роликов,
катящихся по кривым автоматов, и т. п.
С целью увеличения жесткости опор шпинделей в станках применяют наряду
с предварительным натягом подшипников стандартных конструкций (см. стр. 431)
также шарикоподшипники с внутренним натягом, обусловленным
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 натя-
гом. Ниже показаны некоторые наиболее распространенные в станках конструкции.
Наружное кольцо шарикоподшипника по фиг. 432 состоит из двух частей, что
облегчает создание в подшипнике 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 изготовлен из пластмассы.
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 10 000—65 000 в минуту,
в зависимости от размеров подшипника. Опыт применения их в опорах шпинделей
ряда советских и американских шлифовальных и алмазно-расточных станков под-
твердил хорошие эксплоатационные качества их; по точности вращения, а особенно
жесткости они превосходят большинство шарикоподшипников других типов с внутрен-
ним или устанавливаемым предварительным натягом.
На фиг. 433 показан двухрядный шарикоподшипник типа 56000 по ГОСТ
с внутренним натягом. Оба кольца подшипника — цельные. Также и шарикопод-
шипник, устройство которого показано на фиг. 434, содержит два ряда рабочих
шариков. Между ними помещены малые сепараторные шарики, охватываемые
направляющим кольцом с канавкой V-образного профиля. Диаметр сепараторных
шариков выбран таким, что рабочие шарики обоих рядов не соприкасаются.
Внутреннее кольцо подшипника — цельное, наружное состоит из двух половин
(что необходимо для сборки подшипника), которые прижаты одна к другой не-
сколькими анкерными кольцами, равномерно расположенными по окружности.
Ширина наружных полуколец взята с таким расчетом, чтобы после соединения их
рабочие шарики оказались под натягом.
Подшипники этой конструкции позволяют сделать габариты опор меньшими, чем
при применении подшипников качения стандартных типов.
Недостатки их — сравнительно высокая стоимость и более высокие динамиче-
ские нагрузки, чем в шарикоподшипниках с сепаратором одной из обычных форм.
Лабораторные испытания, произведенные в ЭНИМС, показали, что момент трения
в подшипнике этого типа и температура оказываются большими, чем у шарико-
подшипников обычной конструкции при одном и том же режиме работы, а перво-
начальная довольно высокая точность его сравнительно быстро утрачивается.
Все описанные здесь подшипники с внутренним натягом 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 раз-
мерами корпуса (внутришлифовальные шпиндели и т. д.), то для увеличения
жесткости шпинделя нередко монтируют три-пять шарикоподшипников в одной
опоре (см., например, фиг. 445). При очень высоких числах оборотов диаметр
Опоры качения 429
подшипников должен быть возможно малым, чтобы уменьшить влияние центробеж-
ных сил на долговечность подшипников. Это делает иногда необходимым увели-
чение числа шарикоподшипников в одной опоре.
Роликовые подшипники создают жесткость опоры большую, нежели шариковые,
благодаря линейному соприкасанию с кольцами; поэтому применять в одной
опоре больше двух роликоподшипников с целью увеличения жесткости не сле-
дует— это почти не дает эффекта.
Чрезвычайно распространен в современном станкостроении монтаж шпинделей
и валов на конических роликоподшипниках. В зависимости от величин нагрузок
на опоры и требуемой жесткости ставят либо по одному такому подшипнику
в каждой опоре, либо по два конических роликоподшипника в каждой из этих
опор. Типичны в этом отношении конструкции, изображенные на фиг. 300 (коробка
скоростей револьверного станка модели 1А36), на фиг. 308 и др.
Если в одной опоре расположено несколько подшипников качения, то нагрузка
распределяется между ними неравномерно. Однако, чтобы не осложнять обработку
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. 435 — шпиндель расточного станка).
Из возможных вариантов конструкции опор, равноценных по эксплоатационным
и технологическим показателям, нужно, как правило, выбирать тот, который
содержит наименьшее число подшипников в опорах.
Относительно расположения подпятников сохраняет силу сказанное на стр. 412.
Если шпиндель (или вал) — быстроходный или длительно работает без пауз, доста-
точных для остывания его опор, то упорные подшипники должны быть распо-
ложены так, чтобы шпиндель был фиксирован в осевом направлении на возможно
коротком участке длины (см., например, фиг. 428).
При применении радиально-упорных подшипников необходимость в отдельных
подпятниках отпадает; то же относится часто к случаям применения подшипников
с предварительным натягом, роликоподшипников конических, особенно — серий
27 000 (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 следует иметь
в виду следующие общие правила:
а) Конструкция комплекта должна допускать монтаж подшипников на шпинделе
(на валу) и в корпусе (в стакане, во втулке и т. п.) и демонтаж их без усилий,
угрожающих разрушением подшипника или других деталей, либо повреждением
посадочных поверхностей, либо такими остаточными деформациями, 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, свободу небольших осевых перемещений (плавающие опоры). С этой
целью у радиальных и сферических шарикоподшипников одно из колец должно
быть оставлено незакрепленным в осевом направлении. Возможность закрепления
обоих колец, цилиндрических роликоподшипников зависит от конструкции подшип-
ника: если ролики могут перемещаться в осевом направлении относительно одного
из колец, то можно закрепить оба кольца, в противном случае — только одно
из них.
1. Конструкции опор с шариковыми подшипниками. Простей-
шая конструкция таких опор — с одним стандартным однорядным шарикоподшип-
430
Шпиндели, валы и их опоры
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
позволяют ограничиться одним подшипником в каждой опоре. При применении
шарикоподшипников с глубокими канавками такая конструкция пригодна также
для шпинделей 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 клас-
сификацию их вследствие много-
численности признаков, по кото-
рым пришлось бы определять
типы конструкций. Кроме того,
нередко в одной опоре, а тем
более в нескольких опорах одного
вала применяются шарикоподшип-
ники различных типов либо ком-
бинации их с роликовыми или
игольчатыми. Возможные в раз-
личных случаях решения пояс-
няются приведенными ниже при-
мерами.
а. Опоры с радиальны-
ми шарикоподшипниками
На фиг. 436 изображено устройство опор шпинделя горизонтально-фрезерного станка
с подвижной головкой (она показана здесь в крайнем левом положении) для работы
концевой фрезой. Основное усилие здесь — осевое, действующее вправо. Оно вос-
принимается задним подшипником, наружное кольцо которого упирается в кольце-
вой выступ крышки 7, точно отшлифованной по высоте. Гайка 2 фиксирует в осе-
вом 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 (крепле-
ние фрезы в цанге). Жесткость таких опор мала, и при значительном весе шпин-
деля и сидящих на нем деталей эта конструкция вообще непригодна для гори-
зонтальных шпинделей.
Работа таких опор может быть улучшена применением предварительного
натяга.
Основная цель создания в опорах предварительного натяга—увеличение жест-
кости системы вал — подшипники. При неизбежных, хотя и очень малых, колеба-
ниях в диаметре шариков или роликов для устранения игры в подшипнике необхо-
димо создание в нем некоторых начальных упругих деформаций. Величина пред-
варительного 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 могли полностью
уничтожить натяг и восстановить зазоры в подшипнике. С другой стороны,
натяг не должен быть чрезмерно велик: это повлекло бы сокращение долговеч-
ности опоры вследствие того, что натяг приводит к увеличению работы трения и
температуры подшипника. Точно определить наивыгоднейшую величину предва.
Опоры качения
431
рительного натяга расчетным путем при проектировании станка невозможно, и эту
задачу приходится решать на практике путем последовательных проб.
В современном станкостроении предварительный натяг используется главным
образом в опорах шпинделей станков высокоточных и нормальной точности. При-
менение его целесообразно также в опорах делительных валов зуборезных и
резьбонарезных станков и вообще всех валов, к жесткости и виброустойчивости
которых предъявляются высокие требования.
В шарикоподшипниках стандартных конструкций предварительный натяг, кото-
рый достигается относительным
Фиг. 437. Фиг. 438.
с расчетным углом контакта 26° (серии 46 000) или 12° (серии 36 000) может быть
осуществлен одним из следующих способов:
1. Посредством сошлифовывания обоих торцев внутреннего кольца. Для этого
равное желаемому усилию Ао предвари
к последнему прилагают осевое усилие,
тельного натяга, и боковую поверхность
внутреннего кольца снимают шлифовальным
кругом заподлицо с боковой поверхностью
наружного кольца (фиг. 437, а). Ту же
операцию повторяют со вторым торцем
внутреннего кольца (фиг. 437, б). Если
Фиг. 440.
Фиг. 439.
установить в опоре пару таких шарикоподшипников и затянуть их настолько,
чтобы соответствующие торцы обоих колец каждого подшипника находились
в одной плоскости, подшипники получают натяг, отвечающий осевому усилию Лп.
Преимущество этого способа — отсутствие необходимости в специальном подборе
подшипников. На фиг. 438 показаны два варианта этой конструкции — с распор-
ными втулками одинаковой ширины (а) и без втулок (б)—в положении до
затяжки подшипников.
2. Посредством двух распорных (дистанционных) втулок или колец неоди-
наковой ширины, устанавливаемых между внутренними и наружными кольцами
пары шарикоподшипников (фиг. 439). Относительное осевое смещение колец
шарикоподшипников после затягивания до отказа собранного таким образом ком-
плекта обеспечивает желаемый предварительный натяг, величина которого зависит
от разности ширин распорных втулок. Оба подшипника должны иметь одинаковый
внутренний зазор и одинаковую ширину колец, что требует специального подбора
их. Распорные втулки должны быть обработаны с точностью не ниже 0,01 мм,
торцы их — строго перпендикулярны осям, иначе предварительный натяг приведет
к увеличению биения шпинделя.
432
Шпиндели, валы и их опоры
3. Если в предыдущей конструкции отказаться от одной из распорных втулок,
следовательно,,вместестем и от строго определенной величины предварительного натяга,
то получится конструкция опоры, представленная схематически на фиг. 440: вели-
чину натяга здесь можно регулировать по усмотрению посредством резьбовой
Фиг. 441.
крышки 3, положение которой фикси-
руется затем винтом 1 и медным или
свинцовым сухариком 2. Таким образом
натяг можно быстро регулировать в со-
ответствии с условиями работы станка,
а также компенсировать износ подшип-
ников. Эта операция требует большого
опыта, так как иначе можно „перезатя-
нуть“ опору.
4. Посредством цилиндрических вин-
товых пружин, работающих на сжатие,
или тарельчатых, нажимающих обычно
на наружное кольцо шарикоподшипника.
Бинтовые пружины должны быть распо-
ложены 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 скру-
чивание и нажимающая на кольцо подшипника через посредство гайки.
Фиг. 442.
Опыт показывает, что в опорах быстроходных шпинделей жесткий натяг, полу-
чаемый с помощью распорных втулок и т. п., довольно быстро уменьшается;
поэтому в таких опорах целесообразнее создавать натяг посредством пружин.
Примеры конструкций опор с предварительно натянутыми шарикоподшипниками
приведены ниже.
Неравномерное распределение осевой нагрузки на кольцо подшипника от несколь-
ких пружин, возможное при неодинаковых модулях их, избегнуто в конструкции
по фиг. 441 (опора шлифовального шпинделя). Натяг двух радиальных шарико-
подшипников осуществляется здесь винтовой пружиной 3. Одним концом она
Опоры качения
433
закреплена в корпусе 1 шпинделя, другим — в крышке 2 с квадратной резьбой,
ввинченной в корпус. Гайка нажимает торцем на наружное кольцо заднего под-
шипника. Если пружина достаточно сильна, чтобы преодолеть трение в резьбе, то
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, где это обусловлено малым
диаметром корпуса; они встречаются,
однако, и в других станках. Пример та-
кой конструкции представлен на фиг. 442,
изображающей шпиндель внутришлифо-
вального станка. Внутренние кольца всех
семи радиальных шарикоподшипников за-
креплены на шпинделе в осевом направле-
нии гайками 7 и 6, фланцы которых
служат одновременно разбрызгивающими
кольцами. В каждой опоре внутренние
кольца разделены узкими втулками. На-
ружные кольца всех трех подшипников
задней опоры в осевом направлении сво-
бодны (резьбовая крышка 5 служит
только для уплотнения); следовательно,
эта опора воспринимает только радиаль-
ные усилия. Последнее относится также
к двум средним подшипникам передней
опоры. Затягиванием резьбовой крышки 2
можно создать натяг только в двух край-
них шарикоподшипниках 3 и 4 передней
опоры. Таким образом осевые усилия,
действующие на шпиндель влево, воспри-
нимаются подшипником 3, усилия проти-
воположного направления — подшипни-
ком 4. Так как эти усилия в данном
случае очень малы, то упорные или ра-
диально-упорные шарикоподшипники здесь
не нужны.
Для регулирования величины предва-
рительного натяга крышкой 2 здесь необ-
ходимо снять шлифовальный круг и гай-
ку 7, что уменьшает опасность произволь-
ного регулирования опоры. Тепловые де-
формации 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.
В опорах внутришлифовального шпинделя по фиг. 443 регулирование зазоров
в подшипниках, а также компенсация тепловых изменений длины шпинделя произ-
водятся автоматически пружинами 3. Они нажимают на наружное кольцо подшип-
ника 2. Через шарики давление передается на внутреннее кольцо этого подшип-
ника, гайку 7, шпиндель 4, гайку б, внутреннее кольцо подшипника 5 и шарики,
прижимаемые таким образом к наружному кольцу последнего.
28 Дчеркан Н. С. 565
Фиг. 444.
434
Шпиндели, валы и их опоры
В передней (нижней) опоре шпинделя станка для шлифования направляющих
(фиг. 444) предварительный натяг пары радиально-упорных шарикоподшипников
достигается тем, что внутренняя распорная втулка несколько короче (на 0,06 мм)
наружной. Осевые усилия в обоих направлениях воспринимаются подшипниками
передней опоры,
Фиг. 445.
Фиг. 445, 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. 428) в опорах шпинделей
Фиг. 446.
и валов отпадает надобность в деталях для регулирования натяга и упрощается
монтаж, как это видно из приведенных ниже примеров конструкций.
На фиг. 446 показан шлифовальный шпиндель на подшипниках специального
типа (сепараторы на чертеже не показаны; см. фиг. 432) для обработки отверстий
диаметром от 2,5 до 5 мм шлифовальным карандашом, закрепляемым в патроне,
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 ло-
патки колеса 4, которое закреплено на шпинделе. Скорость шпинделя регулируется
путем дросселирования воздуха. Четыре канала 3, через которые уходит воздух
Опоры качения
435
разделены тонкими стенками, что способствует хорошему охлаждению стального
корпуса.
Для натяга подшипников служат гайки с контргайками 7. Задний подшипник
надежно уплотнен, передний предохранен от попадания извне грязи или пыли
потоком отходящего воздуха.
На фиг. 447 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 вра-
щении этого стакана он будет ввинчиваться
в гайку 2 (или вывинчиваться из нее), и
весь вал с обоими зубчатыми колесами и
радиальным шарикоподшипником 8 будет
перемещаться в осевом направлении. Гайка 2
снабжена снаружи вырезами, охватывающими
винты 7, и поэтому не может вращаться.
После того как положение вала отрегули-
ровано, снова затягивают винты. Осевое
усилие на вал направлено здесь влево и
воспринимается левым подшипником, кото-
рый через стакан 6, крышку 3 и винт 7 пе-
редает его корпусу 7.
Преимущества применения подшипников
специальных типов с внутренним натягом
нередко ослабляются при увеличении числа
их в опорах шпинделя или вала; при этом становятся необходимыми дополнитель-
ные детали для осевого фиксирования подшипников и компенсации тепловых де-
формаций 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 коэфицпентом работоспособности более
высоким, чем радиальные шарикоподшипники при одинаковых габаритах. Поэтому,
если на вал действуют осевые усилия, то необходимо устанавливать, кроме цилин-
дрических роликоподшипников, также упорные подшипники. Из-за этого часто
предпочитают пользоваться радиально-упорными шариковыми или коническими
роликовыми подшипниками. Иногда, однако, величина нагрузки на опору такова,
что конструктивное решение получается более удачным при применении цилиндри-
ческих роликоподшипников, которые поэтому встречаются особенно часто в опорах
шпинделей тяжелых станков; к тому же в этих случаях благодаря большим габа-
ритам комплекта остается достаточно места и для подпятников. Типична в этом
отношении конструкция опоры шпинделя вертикально-фрезерного станка государ-
ственного комбината бывш. Батя (Чехословацкая народная республика) по фиг. 448.
Как видно из чертежа, радиальные нагрузки воспринимаются здесь двумя цилин-
дрическими роликоподшипниками, причем передний — двухрядный. Между ними
монтированы два упорных шарикоподшипника таким образом, что передний вос-
принимает осевые нагрузки, направленные к заднему концу шпинделя, а задний —
осевые усилия, действующие в противоположном направлении. Оба шарикопод-
шипника здесь одинаковых размеров, так как станок работает фрезами с правым
и с левым винтовым зубом и при вращении шпинделя как вправо, так и влево.
Длинная втулка конического зубчатого колеса вращается в отдельных конических
436
Шпиндели, валы и их опоры
Фиг. 448.
Опоры качения 437
роликоподшипниках, благодаря чему шпиндель разгружен от действия изгибающего
момента со стороны этого колеса.
Для валов, к точности вращения которых предъявляются не особенно строгие
требования (эю относится и к шпинделям обдирочных, а также сверлильных
станков), достаточны стандартные роликоподшипники без регулирования радиаль-
ного зазора. В других случаях такое регулирование нужно для увеличения жест-
кости опоры, точности вращения шпинделя и виброустойчивости.
Радиальный зазор в цилиндрическом роликоподшипнике можно регулировать
способом, поясненным на фиг. 449 (шпиндель револьверного станка отечествен-
ного производства). Внутреннее кольцо роликоподшипника постовляется с при-
пуском на шлифование ио обоим диаметрам. После расшлифовывания этого кольца
на конус и посадки его на коническую шейку шпинделя, последний ставят на
центры и шлифуют поверхность катания на кольце в калибр; этим достигается
необходимая концентричное!ь поверхности катания с осью шпинделя. При подвин-
чивании 1 аек 2 они через ступицу зубчатого колеса и втулку 3 перемещают вну-
треннее кольцо подшипника вправо. Наружное кольцо удерживается от перемеще-
ния кольцом 7 и крышкой 5. Бла:одари малой конусности шейки (около 1:12)
возможно очень тонкое регулирование зазора или натяга. Для уменьшения послед-
него в некоторых конструкциях ставят с другой стороны внутреннего кольца oi-
жимную гайку.
Задняя опора состоит здесь из двух конических роликоподшипников, посажен-
ных в отдельной втулке. Посредством гайки 1 Легко отрегулировать натяг ыих
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 иногд’. в передних опорах шпинделей
(см., например, конструкцию передней опоры шпинделя станка, изображенного на
фиг. 284. стр. 278).
Надобность в описанном регулировании цилиндрических роликоподшипников
отпадает при применении подшипников высокого класса точности.
При больших нагрузках на опору приходится иногда ставить рядом два одно-
рядных или один двухрядный роликоподшипник. Для подобных случаев upeacia-
вляют интерес упомянутые выше шпиндельные цилиндрические роликоподшипники.
3. Коне г р у к ц и и о ц о р с к о н и ч е с к и м и р о л и к о п о д ш и и н и к а м и.
Широкое применение конических роликоподшипников в станкостроении объясняется
главным образом простотой регулирования зазоров в них, а также просто!ой мон-
тажа и способностью их воспринимать умеренные по величине осевые усилия;
в этом ошошении они сходны с радиально-упорными шарикоподшипниками.
Конические роликоподшипники чаще 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. 450 (шпиндель токарного станка). Упорный шарикоподшипник установлен
здесь непосредс гвенно позади конического роликового, si 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
438
Шпиндели, валы и их опоры
Фиг. 451.
Фиг. 452.
Опоры качения
439
из них несколько удобнее в отношении регулирования подшипников посредством
осевого перемещения их наружных колец.
Регулирование внутреннего зазора в подшипниках рассматриваемого типа про-
изводится посредством относительного осевого смещения 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. 451 (регулировка
подшипников шпинделя бесконсольного вертикально-фрезерного станка мо-
дели 6Д16). Регулировочная гайка расположена позади заднего подшипника, и
затяжкой ее регулируют зазор в обоих подшипниках одновременно.
Удобная конструкция регулировочного устройства показана на фиг. 452. Сняв
крышку 3, поворачивают червячный валик 2 торцевым ключом, надетым на его
квадратный конец. Червяк сцеплен с зубчатым венцом, нарезанным на регулиро-
вочной гайке 1. Одному полному обороту валика 2 отвечает перемещение под-
шипника на 0,025 мм.
При монтаже двух конических роликоподшипников в одной опоре необходимое
расстояние между ними может быть выдержано различными способами. Обработка
гнезд под подшипники значительно упрощается при применении роликоподшипни-
ков с упорным бортом на наружном кольце (тип 67000 по ГОСТ). Иногда с той же
целью между обоими подшипниками помещают распорную втулку или кольцо, как
это сделано, например, в передней опоре шпинделя основной головки продольно-
фрезерного станка модели 667 конструкции ЭНИМС для обработки сегментов
тюбингов (фиг. 453). Конические роликоподшипники 7 и 2 втулки зубчатого ко-
леса, 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
440
Шпиндели, валы и их опоры
в различных опорах одного и того же шпинделя или вала подшипники качения
различных размеров соответственно различным нагрузкам этих опор применяются
очень часто. С целью облегчения обработки мест в корпусе под подшипники
и сборки нередко, впрочем, пренебрегают различием нагрузок опор, и все подшить
ники одного шпинделя или вала делают 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. 454 а и о.
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
Опоры качения
441
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 вала 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
иыть 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. С
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 прошлифована.
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. Для шпинделей, монтируемых
на шариковых или роликовых подшипниках более высоких, чем Н, классов точ-
ности, ЭНИМС разработал нормаль посадок Ст. 20-25005, которой следует поль-
зоваться также при проектировании опор непрерывно вращающихся делительных
валов. Согласно этой нормали обработка шеек шпинделей производится по одной
из посадок Tj, Нх или Щ 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 диаметром шейки
в пределах верхней половины поля допуска, во вторую — с диаметром шейки в пре-
делах нижней половины поля допуска. Та же операция производится с подшипни-
ками, 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 ди-
аметра расточки в корпусе выбираются предельные отклонения, соответствующие
одной из посадок Тъ Нп Щ или Cj по ОСТ 1021.
Для сопряжения подшипников со шпинделем чаще всего применяются по-
садки Hi и Пй; только при особенно тяжелых условиях работы опоры прибегают
к посадке Тг Для монтажа подшипников качения в корпусе все четыре названные
442
Шпиндели, валы и их опоры
выше посадки пользуются примерно одинаковым распространением. Для ориенти-
ровки при выборе посадок служит упомянутая выше нормаль Ст. 20-25005.
Для „тугого” кольца упорных подшипников применяют посадки Н, ГЦ и ГЦ
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 Ст. 20-25005 следую-
щими нормами:
Для шейки шпинделя (фиг. 455)
~ (^max ^min) “F (Г^тах ^min) ’> "ту , (^3.1)
где Дв—допуск по диаметру шейки для выбранной посадки; осевое биение:
(53.2)
для особо точных шпинделей
<Апах - tfmln < (0,002 + 10~5 • d) ММ, (53.3)
где d — номинальный диаметр шейки в мм.
При аналогичных обозначениях для посадочной поверхности в корпусе
— (-Dmax -Drain) "Ь (Dmax Dmin) ; (53.4)
S < 0,005 мм на 20 мм диаметра отверстия в корпусе (53.5)
и для особо точных шпинделей
Отах---Dmln С (0,005 -ф 10 5 • D) мм. (53.6)
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 большей,
чем при малом зазоре.
Ж. Уплотнение опор
Одним из важнейших условий долговечности и длительного сохранения точности
работы подшипников является надежное уплотнение, предохраняющее их от выте-
кания смазки и от попадания внутрь мелких стружек, металлической и абразивной
пыли, грязи, эмульсии и пр.. Поэтому наиболее сложные по конструкции уплот-
нения применяются в передних опорах шпинделей станков, работающих абразив-
ным инструментом. Напротив, для надежно скрытых опор внутри коробки скоро-
стей, коробки подач, фартука супорта и т. п. достаточны значительно более про-
стые 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-.
Опоры качения
443
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 60 000
и 80 000 по ГОСТ 520-45), с одним и с двумя войлочными уплотнениями (серий
20 000 и 30 000 по ГОСТ).
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
отнесена к одной из следующих основных групп: 1) войлочные и т. п. уплотнения;
2) лабиринтные уплотнения; 3) канавочные уплотнения; 4) уплотнения посредством
кожаных манжет; 5) уплотнения, использующие эффект центробежной силы;
6) уплотнения с винтовыми ходами, 7) уплотнения специальных конструкций 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 „Де-
тали машин". Ниже приводятся поэтому лишь некоторые дополнительные фор-
мулы и данные, необходимые при расчете опор шпинделей и валов станков.
1. При одновременном действии на подшипник радиальной
нагрузки R и осевой (аксиальной) А приведенная радиальная нагрузка Q
определяется по формуле
Q = R+m-A, (53.7)
где значения коэфициента т установлены эмпирически. По исследованиям докт.
техн, наук Д. Н. Решетова при значениях т, указанных в ОСТ, эта формула
дает для Q несколько преувеличенные значения, и для шарикоподшипников
стандартных типов лучше пользоваться формулами
Q = R при А < 0,25/?; 1
Q = 0,75/? + А при 0,25/? < А < (1 — 1,2)/?. J (53.8а)
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 = 0,55/? + 0,75А при А > 0,6/?. J (53.86)
и для нормальных конических роликоподшипников
Q == R при А < 0,3/?; 1
Q = 0,6/? 4- (1,40 -с-1,55) А при А > 0,3/?. J (53.8в)
2. Расчет подшипников, работающих с числом п об/мин, превы-
шающим указанное в ОСТ предельное ппр об(мин. В этих случаях
в правую часть основной расчетной формулы
(/?+ m-A)K6.Kl((n.hf'z= С, (53.9)
где Кб —коэфициент, учитывающий характер нагрузки;
Кк—„коэфициент вращающегося кольца"; .
h—долговечность подшипника в часах работы;
С — коэфициент работоспособности,
444
Шпиндели, валы и их опоры
следует ввести поправочный коэфициент k Величина его зависит от
отношения п:п и составляет поданным Союзшартехмонтажа: - ч
при < 1 = 1д 1;2 1,3 1,4 1,6 1,8 2,0 2,2 2,4 2,6 28, 3,0
kn = \ 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 нагрузки Q кг, причем
для шарикоподшипников Q — k. z. 82 кг,)
для роликоподшипников цилиндрических Q = k. z. 8.1 кг.] (53.10)
Здесь г — 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 =- 0,92
Шарикоподшипники радиальные двухрядные ...... .£=1,20
Шарикоподшипники сферические двухрядные...........£ = 0,72
Шарикоподшипники магнетные................... ....£ = 0,35
Шарикоподшипники упорные..........................£ = 3,3
Роликоподшипники с короткими цилиндрическими
роликами и конические............................£=1,6
Роликоподшипники сферические двухрядные...........£=3,0
Однорядные радиально-упорные шарикоподшипники рассчитываются в указанном,
случае по формуле
Q == 0,92.£-82>cos'3 кг, (53.11)
где Q, z и 8 имеют те же значения, а — 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 дол-
жны 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 (53. 9) принимает вид
(Я+ т^А).Кб'Кк{п.Н^ = С, (53.12)
где знак при каждом А определяется, как указано. Если ЕЛ < 0, то приведенная
нагрузка Q = R-\-ni£A совпадает с радиальной.
5. Долговечность подшипников качения должна составлять в стан-
ках нормально h — 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
(53.9) и (53.12) видно, что долговечность h (в часах) подшипника качения
, Ю
обратно пропорциональна — при одинаковых прочих условиях—степени-^- дей-
О
ствующей на него приведенной нагрузки Q:
ю . .. . t .
, / С \ 3 1 С, . . .. . - .
• JO'- _Ш ; ,(5313)
п-0 3 n-Q 3 ...... С
Опоры качения
445
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 30%; при увеличении Q вдвое долговечность уменьшится на 90%.
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 Qj, где j = \~p. По формуле (53.13) долговеч-
ность подшипника при прочих одинаковых условиях обратно пропорциональна
ю
Пр Q ? . Следовательно, в отношении его долговечности число h час. работы при
1 12
режиме rij, Qj эквивалентно числу h3j = час. работы при режиме пэ, Q,,
где оба последних значения могут быть выбраны произвольно. Если h — долго-
вечность подшипника при постоянном режиме пэ, Qa> то для него должно быть
• == h, т. е. . - • . - -
10
“4’ (53Л4)
. 1 .
откуда . . ... . ;
(53.15)
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 (53.9) и (53.12) коэфициент работоспособности С, отвечающий сово-
купности значений h, п, Q.
Для упорного подшипника, работающего hj час. при режиме tij, %, приведенная
осевая нагрузка найдется, исходя из формулы
A-KeQi-hf3 = С, . • (53.16)
совершенно аналогичным рассуждением:
(53.17;
Определение приведенных нагрузок указанным способом затрудняется на практике
невозможностью предусмотреть при проектировании станка значения относительного
hj л
времени ~ работы подшипника при различных режимах использования станка. В осо-
бенности это относится к универсальным станкам. Обычно принимают для средних
ступеней скорости =0,50 4-0,70, для остальных — соответственно —
= 0,504-0,30, либо считают эквивалентную нагрузку Q=> — (0,70 4-0,80) QrnaX(
a na — равным числу оборотов в минуту при нагрузке Qmax. Расчет по первому из
этих способов может привести к. пониженной долговечности опоры, если учесть,
что универсальный станок нередко используется еще в серийном производстве;
поэтому может случиться, что он будет длительно работать на постоянном режиме,
отвечающем нагрузке подшипника яй Qmnx. Второй способ расчета более надежен
44Д
Шпиндели, валы и их опоры
и, как правило, дает желаемую долговечность, если принимать Q3 =ьгО,8. Qmax
и пэ = пт1а, так как при полном использовании мощности станка Qma* 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 (53.14) прини-
мает поэтому форму
(53.18)
откуда эквивалентная нагрузка
(53.19)
Следовательно, значение Q9 можно найти аналитически или графически только
исходя из определенных зависимостей между 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
А,; 1;:ах, где Ад — фактически действующая осевая нагрузка. Для конических
роликоподшипников в американских станках часто принимают Ао < 0,1 • Да- 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
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 Союзшартехмонтажа
Ао = l,58(/?zi=0,5A)tgp, (53.20)
где Ао — величина наименьшего предварительного натяга в кг;
R и А — радиальная, соответственно осевая нагрузка подшипника в кг;
р — угол между линией давления, т. е. прямой, проходящей через точки
касания шарика с желобками, и .плоскостью центров шариков (р —
функция радиального зазора).
б) Формула, полученная докт. техн, наук Д. Н. Решетовым:
• " - - ' А, = £•/?+0,5Л, • . (53.211
Опоры качения
447
где k = 0,5 -s- 0,6 — для шарикоподшипников радиальных с повышенными зазорами
и шпиндельных;
k =0,65 0,8 — для радиально-упорных шарикоподшипников с углом кон-
такта около 25°.
Если натяг получается при помощи двух пар подшипников с радиальной нагруз-
кой R на одну пару, то последняя формула дает общее усилие предварительного
натяга.
в) Формулы, полученные в результате произведенных в ЭНИМС испытаний
шарикоподшипников:
Ло = (0,03 н-0,04)г-8'-’ кг, _ (53.22)
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
Д= 0,016.8. (53.23)
По указанным выше причинам общие эмпирические формулы для Ао могут слу-
жить лишь для выбора исходного значения осевого усилия предварительного натяга.
При действии предварительного натяга Ао в подшипнике приведенная радиальная
нагрузка определяется формулой
Q = [7? + ш(Ло±О,5Д)] • Кб-Кк, . (53.24)
и формула (53.9) принимает вид
[/? + щ(До±О,5Д)].Лгб.КДп- /г)°’3= С. (53.25)
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
зазоров.
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
1. Бейзельман Р. Д., Спицын Н. А., Цыпкин Б. В., Подшипники качения,
Машгиз, 1945.
2. Б р у е в и ч Н. Г., Точность механизмов, ГТТИ, 1946, § 2 и 6.
3. Д нкушин В. И., Выбор материалов для станков, “Труды Всесоюзной конференции
по станкостроению" т. 11, Машгиз, 1946.
4. Дроз до в Н. А., К вопросу о вибрациях станка при токарной обработке, „Станки
и инструмент” № 22, 1937.
5. К а ш и р и н А. И., Исследование вибраций при резании металлов, изд. Академии
Наук СССР, 1944.
6. Каширин А. И., Борьба с вибрациями металлорежущих станков, „Труды Всесоюзной
конференции по станкостроению”, т II, Машгиз, 1946.
7. Португалова А. А. и Спицын Н. А., Подшипниковые узлы высокоскоростных
приводов, Машгиз, 1948.
8. Решетов Д. Н., Главные шпиндели и их опоры в металлорежущих станках, ОНТИ,
изд. ЭНИМС, 1937.
9. Решетов Д. Н., Расчет валов металлорежущих станков, изд. ЭНИМС, 1937.
10. Р е ш е т о в Д. Н., Расчет валов (шпинделей) с учетом упругого взаимодействия их
с опорами, Машгиз, 1939.
11. Решетов Д. Н., Подбор подшипников качения для станков, .Стаикн и инструмент”
№ 1,1942.
12. Решетов. Д. Н., Расчет деталей станков, Машгиз, 1945.
13. Спицын Н. А., Подшипники качения, Энциклопедический справочник .Машино-
строение”, т. 2, Машгиз, 1948.
14. Трейер В. Н., Шарико-н роликоподшипники в металлорежущих станках, Машгиз,
1940.
15. А черкан Н. С., Расчет шпинделей станков с насаженным иа шпиндель ротором,
.Труды Московского Станкоинструментального института”, т. 5, 1939.
ГЛАВА X
МУФТЫ И ТОРМОЗЫ
§ 54. 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 обойтись и без муфты,
соединяя основные части вала при помощи кулачков или зубьев, нарезанных на их
торцах.
Иногда муфту вводят между двумясоосными 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. 456 (муфта в портале кару-
сельного станка с диаметром планшайбы 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 кон-
струкции, удобством сборки и разборки и стоимостью. Муфты, монтируемые на
быстроходных валах, должны быть динамически уравновешены с необходимой
точностью (ср. нормативы на стр. 238).
Из жестких муфт в станках чаще всего применяются втулочные, наиболее ком-
пактные по своим диаметральным размерам. Они требуют строгой соосности соеди-
няемых валов (см., например, деталь 10а на фиг. 494).
1. Упругие муфты. Упругие (эластичные) 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 l'J. Эти значения являются ориентировоч-
ными, завися от конструкции муфты. В некоторых моделях станков в передаче о г
двигателя к станку имеются две упругие муфты, благодаря чему возможно боль-
шое 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 механической работы
и упругих элементах муфты. Эта способность тем больше, чем больше работа
деформации, безопасно допустимая для комплекта упругих элементов. Указанное
Основные типы муфт, применяемых в станках
449
свойство упругих муфт является особенно важным для тех станков, в которых коле-
бания крутящего момента во время работы значительны, и в кинематической цепи
которых отсутствуют другие звенья, допускающие относительное угловое смещение
валов, — 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, чю можно выяснить по чертежу или опытным путем;
б) способность муфты компенсировать толчки и колебания крутящего момента
на валу станка. Эта способность зависит от материала, формы, размеров и рас-
положения ее упругих элементов. Объективная оценка вариантов возможна на основе
сопоставления величин работы деформации — полной и отнесенной к единице объема
муфты. Если обозначить:
з<)<ш (соответственно т(7оп)— наибольшее допускаемое нормальное, соответственно
касательное напряжение для материала упругих элементов муфты в кг; мм2;
Е (соответственно G)—-модуль упругости первого, соответственно второго рода
для этого материала в лгг/лшг;
V—объем одного упругого элемента в мм3;
z— число упругих элементов;
А — полную работу деформации упругих элементов при напряжении (соот-
ветственно тдол) 11 кгмм;
И» — объем муфты в ллг;
а — наибольшую работу деформации, отнесенную к единице объема всей муфты,
в кг мм !л, то
= z-Kz Vkzmm, соответственно Д- = z-K-. V кгмм; (54.1)
29 Ачеркан Н. С.
565
450
Муфты и тормозы
’ don / -1 - ,л- доп v ,
а, = т,— = 2-ZG шммм‘ = 5-10- -г-А, —=— • р- кгммл;
Г» 2с Ум ‘‘-Ум
А т2 V т2 V
а = == z-Къ—т^— ту- кгмм/мм? = 5-105-c-/<- -°?- -т~ кгмм'л.
Ум VM G VM
(54.2)
Коэфициенты АГ и Кт 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 поглощения толчков,
чем больше А на. Из приведенных формул видно также, что при заданной величине
работы деформации объем муфты получается тем меньшим, чем больше а, т. е.
<з~доп 7>- "^доп гл
чем оольше значения—и , соответственно & ~ и -
Если крутящий момент остается во время работы станка постоянным или колеб-
лется очень мало (отделочные и доводочные станки), то необходимости в упругой
муфте во время работы нет. При мощности приводного двигателя примерно
5 л. с. все же часто соединяют станки указанных типов с двигателем посредством
упругой муфты, учитывая условия во время пуска.
Везде, где это возможно, следует пользоваться стандартными упругими втулочно-
пальцевыми муфтами типа „МУВ11“ (ГОСТ 2229-43), не прибегая к специальным
конструкциям, часто ничем не оправданным.
Б. Муфты крестовые
В тех случаях, когда обеспечить параллельность двух соединяемых валов легче,
чем их соосность, как, например, при соединении вала приводного электродвига-
теля с валом станка, валика коробки подач с ходовым валиком или винтом либо
с промежуточным валиком (см. деталь 106 на фиг. 494), и притом эластичность
муфты не требуется, удобно воспользоваться
крестовой муфтой (фиг. 457). Она проста и
изготовлении и сборке и надежна в эксплоа-
тации. Типичный пример применения ее в
станках представлен на фиг. 458, изображаю-
Фиг. 457. щей головку для алмазной расточки. От левой
бабки, приводимой ремнем, вращение сообщается
расточному шпинделю правой бабки через крестовую муфту, что позволяет не
стремиться к соосности ведущего вала и шпинделя.
Фиг. 458.
Крестовые муфты для станков изготовляются обычно из стали, причем
выбор марки ее и термообработки зависит от условий работы муфты. Для получе-
ния 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 целесооб-
Основные типы муфт, применяемых в станках
451
разно брать различной, например Н#с 55 и Нр(. ~ 58ж-60. С той же целью и для
уменьшения потерь от трения пользуются иногда сочетаниями различных металлов,
изготовляя боковые диски муфты из стали, а средний — из чугуна или бронзы.
Средний диск может иметь два гребня, как на фиг. 457, гребень и паз или два
паза.
Легко убедиться в том, что средний диск муфты совершает планетарное движение,
причем центр его делает за каждый оборот валов два оборота, описывая окруж-
ность диаметра е, где е—эксцентриситет (расстояние между осями) валов. При
этом возникает центробежная сила
Л'--Т'1(2ж)г = о‘’"а“' <“•»>
где Gg— вес среднего диска в кг; е—эксцентриситет в м; п — число оборотов
валов в минуту. Если е выражено в мм, то
F °д ' е 45-W кг'
Вес Gg диска приблизительно пропорционален D2 • s, где D — диаметр диска,
.г — его толщина. Отсюда следует, что при прочих одинаковых условиях «п1ах
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 бокового зазора между гребнем и пазом давление на рабо-
чих гранях сосредоточено в каждый момент времени лишь на некоторой части длины
грани (фиг. 459, а) АВ = k D, где величина k зависит от бокового зазора, каче-
ства 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, передаваемый
муфтой.
Мк = Pn’^D’--h- [(D — Z) — 4 А£>1
XI о I
|о (.1 — -1 4 — /] .
(54.5)
Здесь Z—путь гребня в пазу, отвечающий произвольному моменту времени.
Отсюда
2/И„
=--------Г 7 2 X-----Т • (54.6)
h-D-k D (1 -4=- *)-/
452
Муфты и тормозы
Величина р0 достигает своего наибольшего значения при 1~1тлу—е, где е —
эксцентриситет:
2М,.
(54.7)
Ро =
где обозначено и = (относительный эксцентриситет).
Принимать k = 0, т. е. считать усилия сосредоточенными только на концах
участка (Z) — I), как изображено на фиг. 459, 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 k-(\—-|&), входящее в знаменатель формулы (54.7), колеб-
лется для указанного интервала значений k между значением 0,24 соответственно
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
Ро max ' <54
При очень малых величинах отношения и — ~ , что характерно именно для ста-
ночных крестовых муфт, последняя формула может быть написана с вполне до-
статочным для практики приближением в виде
«ЛГ.
Ро шах = • (54.9)
Допускаемое значение ри тах 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 р0 max Rs 0,8 Kzjмм2 для муфт самых малых размеров до
Poniax~2,5 кг/мм2 для муфт наибольших диаметров; эти величины достаточно
хорошо согласуются с рекомендуемыми в табл. 13 на стр. 488.
Для к. п. д. муфты этого типа нетрудно вывести формулу
(54 10)
1 9
в которой /—коэфициент трения, а— — 1— k. Если е 3 мм, a мм,
с о
т. е. и = ~ <0,04, как это большей частью имеет место в станочных крестовых
муфтах, то предыдущую формулу можно заменить более простой:
^ = 1-84--^. (54.11)
При значениях / = 0,25,= 0.04 и с яе 2 (соответственно k — 0,8) потери на
трение составляют, как видно из последней формулы, около 5° 0; практически
1] = 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 подач
консольных фрезерных станков;
Основные типы муфт, применяемых в станках
453
в) к валам механизмов периодического деления, поскольку непостоянство
угловой скорости делительного вала не имеет в этих случаях значения — положе-
ние периодически поворачиваемой (индексируемой) части станка гарантируется
фиксаторами (см. гл. XII i;
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.).
Основная стандартная конструкция шарнирной муфты, разработанная ЭНИМС,
Ст. 20-2167, показана на фиг. 460. Каждая вилка состоит из корпуса 7, в двух
пазах которого пробками 2 фиксирована пара щечек 3. Гильза 4, запрессованная
на корпусе 7, плотно прижимает к нему щечки. Крестовина 5 муфты имеет здесь
форму шарика с четырьмя срезанными сегментами, просверленного в двух взаимно
перпендикулярных направлениях. В отверстия крестовины входят цапфы щечек.
Фиг. 160.
Фиг. 461.
торый изнутри закрывается шариком 6, отжимаемым пружиной 7. Для большей
надежности смазки во внутреннее отверстие крестовины может быть заложена мяг-
кая набивка 8-
Вилки закрепляются на концах валов посредством конических штифтов 9,
посредством шпонок или на квадрате.
Конструкция второго типа шарнирных муфт для станков, предусмотренного
нормалью Ст. 20-2167, изображена на фиг. 461.
Долговечность шарнирной муфты сильно зависит от материалов и термообработки
крестовины и вилок, от точности обработки и сборки деталей муфты; поэтому
крестовину изготовляют из стали типа ШХ12 или ШХ15, вилки — из хромистой
или хромоникелевой стали, закаленной до Нрс — 60 65.
Для предохранения шарнирной муфты от стружек, абразивной и другой пыли
целесообразно ограждать ее щитком, по возможности герметическим. Если муфта
передает большой крутящий момент, рекомендуется окружить ее масляной ванной,
чтобы рабочая температура шарнира не превышала 80—90°. Конструктивно 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 инерционных
сил, вызывающих добавочные напряжения в деталях муфты. Применением двух
шарнирных муфт можно достигнуть при соблюдении определенных условий (см. ниже)
синхронности вращения ведущего и ведомого валов, но не промежуточного, который
и в этом случае будет вращаться неравномерно.
Как известно, ведомый вал 3 (фиг. 462), соединенный с ведущим 7 посредством про-
межуточного вала 2 и двух шарнирных муфт /1 и В, вращается синхронно с ним,
т. е. (и, == о>, в каждый момент времени, если соблюдены два условия: 1) оси
обоих валон / и .> составляют одинаковые углы с осью промежуточного вала 2
(положения 3' и 3 ведомого вала) и 2) обе вилки промежуточного вала лежат
в 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
454
Муфты и тормозы
перестановку, оставаясь параллельным своему исходному положению, как, например,
в механизмах привода шпинделей сверлильных станков колокольного типа или много-
шпиндельных сверлильных головках, то промежуточный валик делается телескопи-
ческим (фиг. 463).
Угловая скорость <»2 вала 2, наклоненного под углом ср к ведущему валу / (фиг. 462),
который вращается со скоростью определяется соотношением
о>2 cos с
о;] 1 — Sin2 ср • COS2 а ’
(54.12)
где а — угол поворота вала 7 от исходного положения. Отсюда видно, что
при со, — const скорость а>., const и является периодической функцией угла а.
Предельные значения ш2, соответствующие наибольшему и наименьшему значениям
(соза)П1|П=0 и (cosa)max=l, определяются из последнего соотношения
1
(54.14)
cos ср
cos ср; a>2 тах = «>!ч|-.
Фиг. 463.
(54.13)
Если MKi — крутящий момент на ведущем ва-
лу 1. а МК2 — на ведомом валу 2, то из условия
равенства мгновенных мощностей
Af,f2 • Ч>2 = • COj ,
Фиг. 462.
следует
<i>2
ш.
1_________________
7, 1 —Sin2 ср -COS2 1 ’
cos о
(54.15)
где rt — к. п. д. муфты, не
Следовательно,
7^-i
зависящий
от величины угла поворота а (см. ниже)-
1
COS —
1
| = -— cos ср;
mln '
Зная наибольшее значение крутящего момента
из последней формулы определить потребный 7W,,i П1ах
К. п. д. одной шарнирной муфты вычисляется по формуле (д.тя ср >40°)
1 f d
Лф
м,
(54.16)
на ведомом валу, можно
на ведущем.
(54.17)
или для углов ср < 20 4- 25°
d 2ср
R ТС
ь 2
1
Здесь /—коэфициент трения цапфы в гнезде (/>0,15 0,20); d — диаметр цапфы;
27?—расстояние между серединами осей противоположных цапф крестовины;
ср — угол между осями валов (в последней формуле — в радианах).
Основные типы муфт, применяемых в станках
455
(54.19)
в механизмах подач фрезерных станков
об/мин
Число п
Фиг. 464.
по
номограмме, фиг.
Мк кгм и числу
464. По известным
п об/мин находят
Исходя из вычисленного наибольшего значения крутящего момента /Их1 можно
далее определить усилия, действующие на цаффы и на вилки муфты, и проверить
их на изгиб и удельное давление на трущихся поверхностях.
При проектировании соединения валов посредством шарнирной муфты нет на-
добности учитывать влияния инерционных сил неравномерно вращающегося вала,
если этот вал тихоходный (например,
и т. п.). В тех же случаях, когда угло-
вая скорость валов велика и неравно-
мерно вращающийся вал связан с зна-
чительными массами, пренебрегать влия-
нием сил инерции на напряжения в
деталях передачи нельзя. Если в ура-
внении (54.12) o>i=~ = const, то угло-
вое ускорение ведомого вала
__ _ d cos е ______________
dt 1 dt 1 — sin2 <f • cos'- a
_ <"1 sin ty-sin 2y-sin 2'z
2 (1 — sin2 a-cos2 c)-
Отсюда видно, что ускорение е2
возрастает с увеличением угла ср между
осями валов и особенно с увеличением
угловой скорости u>j.
Вычислив по последней формуле е2
для ряда значений угла поворота веду-
щего вала 7 и найдя е^тах, после при-
ведения к оси вала 2 моментов инер-
ции всех связанных с ним масс можно
отсюда рассчитать величину добавоч-
ного крутящего момента, обусловлен-
ного неравномерностью вращения вала 2.
Выбор шарнирной муфты стандарт-
ной для станков конструкции по фиг. 460
может быть произведен простейшим образом
мощности N л. с. или крутящему моменту
основной параметр-—диаметр d ям отверстия под вал. Остальные габаритные
размеры находятся из таблицы в Ст. 20-2167 или в каталоге. Номограмма отно-
сится к муфтам для нереверсируемых валов при ср = 10° и л<;1000 об/мин. При
<р = 20° допускается мощность на 25°/0 меньше, при ср ~ 40° — на 55° 0 меньше,
чем дает номограмма, что обусловлено возрастанием углового ускорения е2 с уве-
личением <о (см. выше).
Синхронность вращения валов, оси которых пересекаются под углом ср -/ 0,
можно обеспечить, применив шарнирную муфту специальной конструкции (так на-
зываемую гомокинетическую муфту). Однако общий недостаток всех этих муфт —
сложность конструкции и высокая стоимость; поэтому применение их может быть
оправдано лишь в тех случаях, где гомокинетичность шарнирной муфты необхо-
дима по условиям работы узла станка.
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, невозможно понизить до нормы посредством рычажной системы.
456
Муфты и тормозы
В моделях последних лет особенно большое распространение получили муфты
с пневматическим управлением.
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 частых манипуляциях; 4) простота
регулирования; 5) наименьшие возможные при заданном крутящем моменте габа-
риты; 6) достаточная быстрота действия; 7) по возможности—отсутствие толчков
при включении.
В станкостроении последних лет 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
эксплоатацию станка более надежной за счет устранения фрикционной муфты,
которая сложна технологически и обладает рядом эксплоатационных недостатков
(см. стр. 464). Включение индукционных двигателей с короткозамкнутым ротором,
чаще всего применяемых в настоящее время для привода станков, сопровождается
толчком тока, который тем сильнее, чем меньше число полюсов двигателя (т. е. чем
больше его число оборотов в минуту) и чем больше его мощность.
Пусковой ток этих двигателей обычно в 5 — 8 раз больше номинального
(ср. предельные значения коэфициента пускового тока по ОСТ 678). Вызываемые
этими толчками колебания напряжения в сети привели в свое время к ограничению
мощности двигателей с короткозамкнутым ротором обычной конструкции, которые
разрешалось включать непосредственно на сеть. Однако при мощностях трансформа-
торных подстанций современных крупных машиностроительных заводов и цехов
это обстоятельство уже не имеет прежнего значения, по крайней мере для дви-
гателей мощностью примерно до 15 — 20 кет.
Значительно существеннее для решения указанного вопроса соображения, свя-
занные с образованием джоулева тепла и, следовательно, нагреванием обмоток
короткозамкнутого двигателя во время пуска, а особенно торможения. При пуске
в ход количество этой теплоты пропорционально при одинаковых прочих условиях
квадрату силы тока короткого замыкания соответствующей обмотки, или иначе,
пропорционально (в роторном контуре) величине • GD-, где п1} — синхронное
число оборотов в минуту, GD’ — маховой момент ускоряемых масс. Поэтому,
если станок должен быть снабжен нормальным короткозамкнутым двигателем
большой мощности, включаемым на полное напряжение сети, то возможность
отказа от главной муфты должна быть проверена расчетом двигателя на нагрев,
особенно при необходимости частых пусков станка. Если потери холрстого хода
станка достигают относительно большой величины (длинные кинематические цепи,
короткие валики сравнительно большого диаметра с коническими колесами на кон-
цах и т. д.) или инерционные массы его велики, то необходимо проверить также
достаточность пускового момента двигателя.
Главная муфта в приводе станка может быть устранена из конструкции также
и при большой мощности двигателя с короткозамкнутым ротором, примерно or
25 или 30 кет и выше, за счет применения пуска при включении обмотки статора
звездой;' при этом каждая фаза находится, как известно, под напряжением, рав-
ным -Ц—= 0,58 напряжения сети.
/3
После разгона двигателя статорная обмотка переключается со звезды на тре-
угольник. Пусковой ток при этом способе пуска в 3 раза (теоретически) меньше,
чем при обычном включении двигателя на полное напряжение сети, т. е. лишь
в ~ 1,7 — 2,6 раза больше номинального тока. Однако при предварительном вкчю-
чении двигателя звездой также и пусковой момент, который пропорционален
квадрату напряжения, получается втрое меньше; следовательно, при выборе такой
системы пуска необходимо проверить как достаточность величины пускового
момента, так и приемлемость времени разгона. Тяжелые станки останавливать
и снова пускать в ход приходится не часто, и нет надобности считаться для них
Основные типы муфт, применяемых в станках
457
с последним фактором. Пуск переключением со звезды на треугольник с успехом
применяется во многих станках с индукционными двигателями мощностью до 60 кет.
Этот способ пригоден также для станков с короткой и простой кинематической
цепью, в частности почти для всех станков со встроенным электродвигателем.
Уменьшение пусковых токов в трехфазных двигателях может быть достигнуто
пуском от пониженного напряжения—через автотрансформатор, через реактивные
катушки (дроссельный пускатель) или через статорное сопротивление.
При применении для привода станка шунтового двигателя пуск его включением
на полное напряжение сети допустим только при мощностях примерно до 1 кет
из-за очень высокого коэфициента пускового момента и большой силы пускового
тока. В случае большей мощности включение должно производиться через пусковой
реостат, построенный соответственно желаемому режиму пуска; уменьшение числа
пусковых ступеней может быть достигнуто компаундированием двигателя.
Наилучшее решение рассматриваемой задачи получается при применении агре-
гата Леонарда, позволяющего сделать пуск сколь угодно плавным за счет подбора
числа ступеней шунтового регулятора в цепи возбуждения генератора.
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, стоимость вспомогательных устройств и аппаратуры управления, а также
специфические недостатки, присущие указанным выше способам пуска. Решение
в пользу сохранения муфты или отказа от нее определяется 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
применения муфт обеих этих групп определяются главным образом их экспло-
атационными особенностями. Важнейшее преимущество фрикционных муфт — воз-
можность включения при сравнительно высокой разности угловых скоростей сце-
пляемых деталей; для кулачных и зубчатых муфт эта разность сильно ограничена
(см. стр. 458).
Особые функции выполняют в станках автоматически действующие муфты
обгона (стр. 479), получившие широкое применение в автоматизированных станках.
1. Кулачные и зубчатые муфты. Кулачная муфта состоит из двух
снабженных торцевыми кулачками частей, одна из которых—неподвижная—
жестко закреплена на одном из валов, а вторая—подвижная — связана со вторым
валом направляющими шпонками или шлицами. Валы соединяются путем переме-
щения подвижной полумуфты вдоль ее вала до сцепления кулачков обеих полумуфт.
Это перемещение производится вручную или автоматически, от распределительного
вала станка, большей частью посредством вилки, которая своими цапфами или
надетыми на них сухарями входит в выточку на втулке полумуфты или связана
с послезней другим способом (см. гл. XIV, § 78). Отсюда следует, что для умень-
шения износа деталей управления, связанных непосредственно с подвижной полу-
муфтой, последнюю нужно располагать по возможности на ведомом валу, иначе
трение между этими деталями и полумуфтой будет происходить и после расцеп
ления.
Преимущество кулачных и зубчатых муфт перед фрикционными—отсутствие
относительного скольжения сцепленных полумуфт, следовательно, возможность
применения их в тех кинематических цепях, в которых случайные колебания пере-
даточного отношения недопустимы (резьбонарезные и делительные цепи). Главный
458
Муфты и тормозы
ясе эксплоатационный недостаток этих муфт — невозможность включения при
большой разности скоростей соединяемых валов или деталей; опыт показывает,
что разность окружных скоростей на сцепляемых кулачках не должна превышать
0,7 — 0,8 MfCeit. Чтобы сократить время на включение кулачной муфты и избе-
жать необходимости проворачивать один из валов вручную, кулачные и зубчатые
муфты включают, как правило, находу, притормаживая ведущий вал настолько,
чтобы окружная скорость на кулачках муфты не превышала указанного значения
или при наиболее обычных размерах станочных муфт этого типа, чтобы разность
чисел оборотов не превышала 100—150 в минуту.
Иногда с той же целью в станках применяют в сочетании с кулачной или
зубчатой синхронизирующую фрикционную муфту. Принцип работы такого устрой-
Фиг. 465.
ства заключается в том, что ведомая кулачная полумуфта разгоняется с помощью
фрикционной синхронизирующей муфты до угловой скорости ведущей части
кулачной муфты, и только после этого кулачки сцепляются. Тотчас же вслед за
этим синхронизирующая муфта автоматически выключается, и дальнейшая передача
вращения происходит через кулачную или зубчатую муфту. Пример такой кон-
струкции приведен на фиг. 465, изображающей детали привода шпинделя шести-
шпиндельного патронного токарного полуавтомата. Зубчатое колесо 4 каждого
шпинделя приводится от центральной шестерни, не изображенной на фигуре,
и следовательно, вращается все время. Когда шпиндель приходит в загрузочную
позицию, поршень 2 гидравлического цилиндра 3 занимает в нем крайнее правое
положение (фиг. 465, а), защелка 18 запирает под давлением пружины стопорное
кольцо 17 на поршневом штоке 16, и упорка 6 удерживает (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 бы по какой-либо причине давление в цилиндре 3 упало. Защелка осво-
бождается только после того, как золотник 21 вернется в свое нормальное рабо-
чее 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
Основные типы муфт, применяемых в станках
459
цилиндра .3; из его левой полости масло уходит через игольчатый клапан 22
(см. разрез по A-А), невозвратный шариковый клапан 23 и канал 7. Упорка 6 оття-
гивается штоком 16 влево, и теперь хомут 10 муфты, фланец 15 и ведомая часть 8
кулачной муфты подаются влево давлением сильной пружины 77. По мере пере-
мещения детали 8 влево ведомая часть 7 конусной фрикционной муфты постепенно
входит в сцепление с ее ведущей частью 5 под действием пружинных штифтов 12
(см. фиг. 465 б). Благодаря этому фрикционные штифты 14 выходят из отвер-
стий 13 фланца 75.
Кулачная полумуфта 8 продолжает двигаться дальше влево, штифты 14 под-
нимаются по наклонным поверхностями у входа в отверстия 73, и пружина 77
полностью замыкает фрикционную муфту 5 — 7. Шпиндель разгоняется до своей
полной скорости. Давление пружины 77 через фланец 75 на фрикционные штиф-
ты 14 и торец кулачной полумуфты 8 заставляет ее вращаться в ту же сторону,
в какую вращаются фрикционная муфта и шпиндель, пока штифты 14 не окажутся
против отверстий 13. Ведомая полумуфта 8, перемещаясь дальше влево, входит
в сцепление с ведущей кулачной полумуфтой 5, а синхронизирующая фрикционная
муфта 5 — 7 расцепляется устройством (эжектором), 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 необходимой 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
величины передаваемого ею крутящего момента. Следует 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 включе-
ние муфты в секундах, то очевидно,
z__ 60 1
п Z ’
откуда
(54.20)
- ' г
Например, при z < 0,05 сек. (автоматы) о~о5 и ~~п~ ' РазмеРы кулачка
должны быть проверены на прочность и долговечность. Последняя формула объясняет
широкое применение мелкозубых муфт (муфт с „мышиным зубом") для сцепления
тихоходных валов, например в механизмах подач.
Формы кулачков, наиболее распространенные в практике станкостроения, пока-
заны (в развертке) на фиг. 466. Для муфт, включаемых на очень тихом ходу,
наиболее рациональны формы по фиг. 466, а и б. При сравнительной большой
разности скоростей сцепляемых полумуфт острые вершины треугольных кулачков
быстро сминаются или обламываются, и в этих случаях более целесообразны
кулачки трапецеидальной на развертке формы, ограниченные сверху плоскостью
(фиг. 466, в, г, з) или двумя плоскостями, чтобы облегчить включение (фиг. 466, 5).
Так как усилие Р2, стремящееся раздвинуть сцепленные полумуфты (фиг. 466, е),
возрастает с увеличением угла а (пренебрегая трением Ps = Рх. tg а = tg а), то
4 СП
этот угол делают малым, обычно 3 — 4’, реже 5 - - 10°. По этой же причине
иногда совершенно отказываются от скоса рабочих граней кулачков (а — 0) или
*
460
Муфты и тормозы
даже делают их поднутренными, как изображено на фиг. 466, ж. Угол поднутре-
ния = 1° 30' -ч- 3°, чтобы усилие выключения не было чрезмерно большим.
У муфт, требующих очень быстрого выключения, поднутрять кулачки не следует.
Исследование, произведенное инж. И. А. Ростовцевым, подтвердило, что если
решающую роль играет скорость выключения кулачной муфты, то угол наклона
боковых граней кулачков сле-
дует делать возможно большим,
не доводя его, однако, до вели-
Фиг. 466.
чины, при которой возникает
опасность самовыключения му-
фты.
Кулачки муфт на реверси-
руемых валах должны иметь
по понятным причинам сим-
метричную форму.
В диаметральном сечении
муфты кулачки имеют одну
из форм, показанных на
фиг. 467, а—в. Угол fi в этом
сечении лежит большей частью
в пределах от 2 до 8 .
В некоторых новых моде-
лях станков кулачки муфт
имеют в плане форму дуги
окружности, совершенно по-
добную форме зубьев пло-
ского конического колеса с
круговыми зубьями. Такие
муфты изготовляются на станке
для нарезания конических ко-
пой
ков
головкой со вставными резцами, благодаря
происходит непрерывно (обкатка). При одном
муфты длина несущей поверхности кулачка получается в этом
лес с дуговым зубом фрезер-
чему процесс нарезания кулач-
и том же диаметре кулачковой
чем при обычном прямом (радиальном)
кулачке.
Для правильного сцепления кулач-
ков подвижная полумуфта должна иметь
хорошее направление на валу. Оно
достигается посадкой ее на шлицах
или на двух диаметрально противопо-
ложных направляющих шпонках и до-
статочной длиной I втулки полумуфты:
должно быть />- 1,5-<У, где d — вну-
тренний диаметр втулки, а при воз-
можности /^>2 d, особенно при боль-
шом числе кулачков. Посадка подвиж-
ной полумуфты—обычно С, иногда X;
в высокоточных станках встречается
посадка скольжения 1-го класса.
Кулачная муфта не всегда представляет собой отдельную деталь; если она
служит, например, для соединения вала с зубчатым или червячным колесом, кото-
рое сидит на нем вхолостую, то одна из половин муфты становится лишней — ку-
лачки можно нарезать на торце втулки колеса.
Такие конструкции в виде одно- или двухсторонних муфт широко применяются
в станках почти всех типов.
Основные типы муфт, применяемых в станках
461
Рабочий чертеж зубчатого колеса, снабженного кулачками на обоих торцах,
приведен на фиг. 468. 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 (однооборотные
муфты). Это требование удовлетворяется применением муфты однозубой или
с кулачками с неравным шагом. Пример последней показан на фиг. 469 (деталь
специализированного станка).
Муфта 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
с таким же числом зубьев, как и первая. Выгоды такой конструкции заключаются
Фиг. 468.
в том, что: 1) одна из полумуфт может быть использована после расцепления
как колесо зубчатой передачи; 2) обработка эвольвентных зубьев проще, чем
торцевых зубьев (на зуборезных станках, нормальным инструментом); 3) износ
таких муфт меньше, так как общая площадь рабочих поверхностей больше при
одинаковых габаритах, чем у муфт с торцевыми кулачками. Поэтому зубчатые
муфты получают в станках все большее распространение. Примеры применения
их представлены на фигурах гл. VII.
Менее обычная конструкция зубчатой муфты изображена на фиг. 470; она
удобна в тех случаях, когда диаметры сцепляемых деталей мало разнятся.
Зубчатые муфты используются иногда в качестве постоянных (нерасцепляемых)
для соединения валов электродвигателя и станка, причем одна половина муфты
большей частью изготовляется из пластмассы с целью электроизоляции станка. Для
сцепных муфт, включаемых на ходу, такие конструкции непригодны вследствие
высоких напряжений в материале зубьев во время включения.
Чтобы облегчить включение зубчатых муфт, концы зубьев рекомендуется
заострять в форме призмы или подобно зубьям передвижных колес.
С целью предупреждения быстрого срабатывания рабочих поверхностей кулачков
или зубьев и поломки их при включении им следует придавать высокую поверх-
ностную твердость при достаточной вязкости сердцевины; поэтому муфты рас-
462
Муфты и тормозы
сматриваемого типа изготовляют большей частью из цементуемой стали 20Х или
сходной с ней и подвергают цементации, закалке и отпуску до Н% ==56-?-62.
Мелкозубые муфты делают иногда
из никелевых сталей типа 13Н2А или 13Н5А;
термообработка — такая же. Реже пользуются
сталью 40Х или ее заменителями, применяя
закалку с нагревом токами высокой частоты и
отпуск до ///? =48-?-58. Если муфта рабо-
тает и как зубчатое колесо (см. выше), это
должно быть принято в расчет при выборе
материала и термообработки.
Вместо того чтобы фрезеровать кулачки
непосредственно на торце зубчатого колеса
(см. фиг, 468), их изготовляют иногда в виде
отдельного кулачкового кольца, скрепляемого
затем с колесом, как изображено на фиг. 471.
Преимущества такой конструкции — возмож-
ность замены кулачков, которые, как правило,
срабатываются скорее, чем зубья колеса, а так-
Фиг. 470.
же независимость выбора материалов и способа термообработки для колеса и для
кулачков.
Обе детали целесообразно скреплять при помощи не одних лишь винтов, как
показано на фигуре, но также конусных штифтов или шпонки с целью разгрузки
винтов от поперечных усилий.
Для хорошего взаимного прилегания
рабочие поверхности кулачков должны
быть чисто обработаны (\/\/); шли-
фовать их не необходимо, так как
от трения при включении и выключе-
нии небольшие шероховатости вскоре
сминаются.
Проверочный расчет кулачных и зуб-
чатых муфт следует производить, исходя
Фиг. 471.
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
связанных с ним масс, и 2) упругости звеньев системы. На практике ограничи-
ваются проверочным расчетом лишь для периода установившегося движения,
компенсируя пренебрежение инерционными влияниями во время разгона тем, что
снижают значения допускаемых напряжений на 25—30°/„.
Кулачки проверяются на смятие при полном сцеплении полумуфт и на изгиб.
В предположении, что в передаче крутящего момента Мк участвуют все z кулачков
Основные типы муфт, применяемых в станках
463
и что давление распределяется на поверхности каждого кулачка равномерно
соответствующие формулы для проверки на смятие
/Л 2МК
= = (5421>
для проверки на изгиб
Pj-h М h
° = ~2Wf = Wrdcp-z < R“3 ’ (54.22)
Здесь Pt — радиальное давление, действующее
на один кулачок (см. фиг. 466, г);
ft — площадь проекции рабочей грани
одного кулачка на диаметральную
плоскость;
dcp — средний диаметр по кулачкам;
h. — высота кулачка;
W-t — момент сопротивления площади
основания кулачка при изгибе.
Для условного среднего удельного давле-
ния р можно рекомендовать следующие значе-
ния: для муфт, включаемых в покое, 9-=-
д-12 кг!мм~; для муфт, включаемых на тихом
ходу, р < 5~~7 кг(ммг-, для муфт, вклю-
чаемых на быстром ходу, р < 3,5-ь-4,5 кг/мм*.
Эти величины относятся к муфтам с цемен-
тованной и закаленной поверхностью рабочих
граней кулачков.
Допускаемые напряжения /?и, назначаются
в соответствии с материалом муфты, так же
как для зубчатых колес. Фиг. 472.
У зубчатой муфты зубья проверяются на
изгиб при статической нагрузке. Если они ра-
ботают также в зацеплении, как зубья шестерни, проверочный расчет произ-
водится для условий ее работы в передаче.
Расчет усилий для включения и для выключения кулачной муфты производится
следующим образм.
Пусть Р —окружное усилие, приведенное к одному кулачку (фиг. 472), т. е.
Р
ъмк >
dcp
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 сопроти-
вления трения), то
Р 2МК
F 04.23)
где а — угол наклона рабочей грани кулачка;
р — arc tg f — угол трения на кулачках.
Самовыключению муфты препятствует сила F трения втулки подвижной полу-
муфты на шпонках или на шлицах вала. Если диаметр последнего обозначить d,
то с достаточной для расчета точностью можно написать
(54.24)
где f— коэфициент трения муфты на шпонках или шлицах. Следовательно, для
164
Муфты и тормозы
перемещения подвижно!! полумуфты в направлении выключения (на фиг. — вправо)
необходимо приложить к ней осевое усилие.
2ЛГ. 2Л1„ Г Г 1st (а — р)1
q = (54.25)
Отсюда видно влияние на величину Q параметров dcp и а. муфты; оно различно
при а > (' и а <5 р-
Из формулы (54. 25) следует, что муфта не будет самовыключающейся, если
г. е., как легко получить отсюда, при условии
(54.27)
£сти принять здесь /~и f • f ~ f2 0, то это условие принимает форму
<ga </(1 + - (54.28)
Отсюда видно, что отношение которое, конечно, всегда больше единицы,
тказывает большое влияние на выбор величины угла а. Задавшись величиной
усилия О можно из уравнения (51.25) найти соответствующую ей величину угла а.
Коэфпцпенгы трения f и f могут быть оценены при проектировании лишь
приближенно U ~ f ~ 0,15-7-0,20), так как проверенные опытные данные orcyi-
ст вуют.
2. Фрикционные муфты. По сравнению с жесткими сцепными муфтами
фрикционные муфты обладают следующими преимуществами, важными для эксилоа-
тации станков: 1) включение можно производить при большой разноси угловых
скоростей сцепляемых деталей; 2) разгон может быть сделан сколь угодно плавным,
следовательно, избегакмея удары при включении; 3) при внезапных перегрузках
в ведомой цени муфта буксует, предупреждая таким способом опасные деформации,
перенапряжения или даже поломку слабых звеньев этой цепи. Эти достоинства
объясняют очень широкое использование в станках фрикционных муфт в качестве
синхронизирующих (см. стр. 458), пусковых, пусковых и реверсирующих, пере-
ключающих скорое и в коробках скоростей и редукторах, предохранительных
муфт (см. § 81, В). Нередко одна фрикционная муфта совмещает в себе различные
функции. Большому распространению фрикционных муфт в станках не препятствует
то обстоягельс । во, что технологически они много сложнее, а по габаритам больше
кулачных или зубчатых муфт д )я перед 1чи одинакового крутящего момента.
Если передаточное отношение кинематической цепи должно сохранять строго
постоянную величину, включение в нее фрикционной муфты недопустимо, так как
проскальзывание ее имело бы следствием неточность обработки и брак изделия.
К фрикционным муфтам саиков предъявляются следующие основные требова-
ния; 1) плавное включение; 2) мгновенное и легкое расцепление без прилипания “
п буксования; 3) износоссойкосгь трущихся деталей; 4) простота замены изнаши-
вающихся деталей; 5) npocioia и удобство регулирования; 6) динамическая уравнове-
шенность при расположении муфия на быстроходном валу; 7) возможно малые
размеры, особенно диаметральные, с целью уменьшения момента инерции массы
муфт ы.
Так как крутящий момент передается силами трения, возникающими на фрикцион-
ных поверхностях муфты в результате взаимного прижатия их, то габариты и вес
фрикционной муфты тем меньше при пр (чих одинаковых условиях, чем выше
коэфициент трения фрикционных материалов и чем больше допустимое давление
нажатия.
Основные типы муфт, применяемых в станках
465
В станках используются как сухие, так и масляные фрикционные муфты,
причем масляные значительно чаще сухих. Муфты последнего типа имеют то
преимущество, что могут быть помещены вне коробки скоростей, редуктора,
коробки подач и т. д., благодаря чему не засоряют подшипников и других тру-
щихся поверхностей деталей станка продуктами истирания. Кроме того, коэфициент
трения для муфт этого типа выше, чем для масляных. С другой стороны, вслед-
ствие неизбежного буксования фрикционных поверхностей муфты при каждом
включении ее сухая муфта греется сильнее, чем масляная, и изнашивае :ся быстрее
ее. При необходимости встроить пусковую фрикционную муфту в шкив, располо-
женный вне корпуса коробки скоростей (см., например, фиг. 311) и т. п., при-
ходится применять, как правило, сухую муфту. Напротив, выбор масляной муфты
часто обусловлен тем, что муфта должна быть расположена вблизи смазываемых
деталей станка или даже в масляной ванне, например в коробке скоростей, либо
стремлением уменьшить нагрев и износ трущихся поверхностей при включениях.
Последнее особеннЬ важно в отношении муфт, включаемых очень часто.
Из многочисленных сочетаний трущихся материалов, встречающихся в фрикцион-
ных муфтах машин вообще, в муфтах станков современных моделей применяются
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 прессованному
пропитанному асбесту, ферродо, текстолиту или фибре. В некоторых моделях станков
нашла применение пробка в сочетании с чугуном. Фрикционные материалы, изгото-
вленные прессованием и спеканием металлических порошков, главным образом
меди (60—75°/0) с добавками порошков Zn, Fe, Pb, Sn, и графита, довольно
широко используемые в муфтах и тормозах автомобилей, самолетов и других
машин и обладающие хорошими эксплоатационными свойствами, в станках пока
еще почти не используются, хотя представляют интерес и для станкостроения.
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 (типа ферродо).
Свойства основных фрикционных материалов, применяемых в сцепных муфтах
станков, их достоинства и недостатки известны из курса „Детали машин". Расчет-
ные величины коэфициента трения и допускаемого удельного давления приведены
ниже (стр. 488).
В современных станках используются фрикционные муфты: д) конусные
с прямым, реже с обратным конусом; б) дисковые; в) с разжимным внутренним
кольцом (кольцевые). Все эти муфты могут быть сконструированы с механическим,
пневматическим, гидравлическим или электрическим управлением (электромаг-
нитные муфты). К фрикционным же относятся в большинстве случаев муфты
обгона (стр. 479).
Из названных фрикционных муфт наибольшее распространение в главном при-
воде станков имеют многодисковые (пластинчатые), встречающиеся в нем во много
раз чаще конусных и кольцевых. Это объясняется их преимуществами, указанными
на стр. 467.
При любой конструкции фрикционной муфты она должна иметь механизм
включения и выключения и механизм для регулирования величины давления на
фрикционных поверхностях. Встречающиеся в муфтах современных станков устрой-
ства этих механизмов отличаются чрезвычайным разнообразием; некоторые из них
поясняются 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 материалов в этих
30 Лчеркан Н. С. 56">
466
Муфты и тормозы
муфтах используются чугун — пропитанный асбест или ферродо, реже чугун — чугун
или чугун — сталь в главных муфтах, чугун — чугун в муфтах других назначений.
Несколько примеров конструкций конусных муфт станков представлено на
фиг. 473—477.
На первой из них изображена муфта для включения быстрого хода поперечины
и супортов продольно-строгального станка модели 783. Крайняя простота конструк-
ции делает пояснения излишними.
В передней бабке быстроходного токарного станка модели 161Л (фиг. 474)
чашка 3 муфты заклинена на конце длинной втулки 2, на которой в свою очередь
Фиг. 473.
Благодаря тому что муфта сидит
ее получились небольшими.
заклинен приводной шкив 7. Шпиндель 8 про-
ходит сквозь втулку 2 с зазором, не связан
С ней и таким образом разгружен ог давления
со стороны ремня. Конус 4 с обкладкой из
пропитанного асбеста связан двумя направляю-
щими шпонками 10 со втулкой 7, которая за-
клинена шпонкой на шпинделе. Восемь винто-
вых пружин 9 постоянно отжимают конус 4
влево, благодаря чему износ фрикционных по-
верхностей компенсируется автоматически.
Управление муфтой ясно из чертежа.
здесь на быстроходном
шпинделе,
размеры
В бабке изделия внутришлифовального станка отечественного производства
(фиг. 475) шкив 7, приводимый во вращение от электродвигателя ременной пере-
дачей с натяжным роликом, сидит на шпинделе вхолостую и может быть связан
с ним посредством фрикционного конуса 2. Необходимое давление нажатия осуще-
ствляется здесь пружинами 3.
Фиг. 474.
На фиг. 476 изображен механизм фартука продольного супорта револьверных
станков моделей 136 и 137. Для включения самохода поворачивают рычаг, сечение
которого на фигуре обозначено цифрой 3. Торец этого рычага имеет форму кулачка.
При повороте рычага 3 этот кулачок, упираясь в торцевой кулачок 2, заклинен-
ный на валике 7, заставляет рычаг 3 переместиться вправо. При этом рычаг 3
нажимает через обойму 4 на втулку шестерни 5, подает ее вместе с конусом 6,
заклиненным на втулке шестерни 5, вправо и таким образом сцепляет конус
с вращающимся червячным колесом 7. Выключение фрикциона обеспечивается пру-
жинами 8. Износ фрикционных поверхностей компенсируется подтягиванием корон-
чатой гайки, помещенной на наружном (левом на фигуре) конце валика 7.
Описанная конструкция повторяется во многих советских и заграничных станках.
Достоинства ее—компактность, простота конструкции и легкость регулирования.
Основные типы муфт, применяемых в станках
467
Конусная муфта механизма подачи супорта токарно-винторезного станка
на фиг. 477 изображена в положении включения: конус 5 сцеплен с зубчатым
колесом 4\ следовательно, это колесо и колесо 6, связанное сегментной шпонкой
Фиг. 475.
и винтом с конусом 5, вращаются синхронно. Для выключения муфты достаточно
повернуть рукоятку 7, вилкообразный конец которой шарнирно связан с валиком 8
двумя штифтами 2. Щечки вилки
срезаны с боков так, что пружи-
на 3 отодвинет при этом конус 5,
колесо 6, подпятник 7 и валик 8
вправо.
б) Дисковые муфты, осо-
бенно многодисковые, имеют наи-
большее распространение 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 ди-
сков и число их, можно получить
при заданном крутящем моменте
многодисковую муфту малого диа-
метра за счет увеличения ее длины,
либо наоборот. Для передачи кру-
тящего момента используются обе
стороны дисков. Стандартизация муфт
Фиг. 476.
этого типа легче, чем всех других. Возмож-
ность уменьшения диаметра многодисковой муфты и тем самым момента инерции
ее массы представляет большие преимущества для применения ее в быстроходных
станках. Ремонт требует, как правило, лишь замены части дисков запасными.
*
468
Муфты и тормозы
Основные недостатки многодисковых муфт — сравнительная сложность кон-
струкции и трудность изготовления тонких стальных дисков (коробление во время
закалки, намагничивание при обработке на плоскошлифовальном станке), а при
расположении на вертикальном валу — необходимость усложнения конструкции,
чтобы обеспечить расцепление дисков при выключении; иначе под действием соб-
ственного 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, подаваемой на диСаи через вал и т. д., а нередко
и в масляной ванне. После перерывов в работе станка масло в холодную погоду
иногда застывает, и при пуске двигателя невключенная еще муфта начинает пере-
давать вращение приводному валу. Чтобы устранить этот эксплоатационный недо-
статок масляных муфт, в некоторых конструкциях станков предусмотрен электро-
нагревательный прибор, включаемый в сеть за несколько минут до пуска станка
Фиг. 477.
и автоматически выключающийся, когда масло будет нагрето до желаемой темпера-
туры.
В качестве фрикционных материалов в дисковых муфтах, работающих с обиль-
ной смазкой, применяются сталь по стали в самых разнообразных сочетаниях марок
(особенно часто сталь 15, цементованная, закаленная и отпущенная до //^с = 56 д-62),
реже сталь сырая или закаленная по бронзе или латуни. При слабой смазке при-
меняют те же материалы, а также чугун по закаленной или сырой стали, реже
сталь по текстолиту. В сухих дисковых муфтах комбинируют чаще всего сталь
Ст. 3 или Ст. 5, реже чугун с прессованным асбестом, материалом типа ферродо
или(пока еще 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 распространен-
ными 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 муфтыJ. 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. Предста-
вление об этих различиях дают помещенные ниже фигуры.
1 Опыт классификации механизмов включения многодисковых муфт — в работе ЭНИМС
.Руководящие материалы по многодисковым фрикционным муфгам" (1943).
Основные типы муфт, применяемых в станках
469
470
Муфты и тормозы
На фиг. 478 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 приклепаны
кольца 27 из ферродо, стальной диск 33 и фланцы 7 7 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; следовательно эти диски
вращаются вместе со шкивом. Средний (ведомый) диск 33 связан четырьмя паль-
цами 73 с фланцами 77 и 26. Первый из них заклинен шпонкой на валу 38,
а второй сидит на втулке фланца 77. Таким образом диск 33 и оба фланца вращаются
Фиг. 479.
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 второй
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 77 и 26,
так как рычажки отжимают фланец 26 вправо своими короткими плечами, а через
оси 12, укрепленные в регулирующем кольце 25, навинченном на втулку фланца 77,
оття:ивают последний влево. Если, повернув рычаг 37, несколько поднять пол-
зушку 19 вверх, следовательно, передвинуть ползушку 3 и муфточку 23 вправо,
длинные плечи рычажков 7 сблизятся, и муфта будет выключена.
Пружины между фланцами 77 и 26 обеспечивают расцепление фрикционных
дисков. Регулирование муфты производится подвинчиванием кольца 25, для чего
тужно 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
Основные типы муфт, применяемых в станках
471
обточки коленчатых валов, изображенная на фиг. 479. 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 (разгружен-
ному от натяжения цепи) через диск 6, деталь 8 и шпонки. Для включения муфты,
представленной на чертеже в выключенном положении, нужно передвинуть влево
тягу 78, пропущенную сквозь канал вала 9. При этом переместится влево тормоз-
ный конус 76, связанный с тягой 78 штифтом, и коленчатые рычажки 15 повер-
нутся 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, связанный паль-
Фиг. 4S0.
цами 7 с фланцем б. 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 включении ее длинное
плечо рычажка 15 и серьга, связывающая ее со
втулкой тормозного конуса, образуют угол, мень-
ший 90°.
Число конструкций многодисковых муфт, приме-
няемых в современных станках, очень велико, и
ниже приводятся лишь немногие примеры наиболее
типичных или распространенных муфт этого класса.
На фиг. 480 представлена двойная муфта очень
распространенного типа, получившая применение в
разнообразных станках и нормализованная заводом
„Красный пролетарий'1. Основные части муфты—чашка 2, два комплекта фрикцион-
ных дисков 5 и 6, нажимные фланцы 4 и 7 и собачки 3. Диски 5 связаны с чашкой 2,
диски б и фланцы 4 и 7 — со втулкой 77, которая заклинена на валу 7 и фик-
сирована на нем в осевом направлении (см. фигуру). В пазах этой втулки, пока-
занной отдельно на фиг. 481, поворотно укреплены три собачки 3 (фиг. 480) и
заложены три скользящие шпонки 72 с выемкой посредине для муфточки 70 под
переводную вилку. При перемещении этой муфточки, например, влево шпонки 72
отжимают внутрь длинные плечи собачек 3 и короткими плечами их сжимают
диски 4, 5, 6 и 7.
Для регулирования муфты служит гайка 9 с пружинным фиксатором 8, кото-
рому во фланце 7 отвечают 12 отверстий. При шаге 1,5 мм резьбы гайки 9 по-
вороту ее на одно деление отвечает осевое перемещение 1,5:12 = 0,125 мм.
Левая и правая муфты по конструкции и ра мерам тождественны (муфта ревер-
сирующая). Наружные фрикционные диски 5 связаны здесь с чашкой 2 четырьмя
выступами (см. фиг. 480). В аналогичной муфте некоторых станков наружные
диски имеют вместо выступов зубчатый венец.
472
Муфты и тормозы
В большинстве конструкций нажимные рычажки располагаются в радиальных
плоскостях муфты. Встречаются, однако, в станках также многодисковые муфты
с гангенциальным расположением рычажков. Одна из наиболее распространенных
конарукций эгого рода, нормализованная станкозаводом им. Орджоникидзе и
ЭНИМС, изображена на фиг. 482.
Включение муфты (правая и левая муфты совершенно одинаковы) производится
осевым перемещением втулки 6. В тело ее запрессованы штифты 5, концы кото-
Фиг. 482.
рых выступают из внутренней поверхности втулки, при перемещении последней
нажимают на закругленные или скошенные концы трех фасонных рычажков 7
(см. фиг. слева) и поворачивают их около осей 8, запрессованных во внутренней
втулке 10. Контур короткого плеча рычажка 7 очерчен таким образом, что при
Фиг. 483.
повороте рычажка это плечо упирается в кривую (кулачок) на торце детали 4.
Через резьбовое кольцо 3, навинченное на деталь 4, фрикционные диски зажи-
маются между фланцами 2 и 1.
Регулирование м фты производится подвинчиванием кольца 3. Так как фла-
нец 2 сидит на шпонках (или шлицах), то для регулирования нужно предвари-
тельно вывести фиксатор 9 из отверстия в этом фланце. Очевидно, что тонкость
регулирования зависит от шага резьбы деталей 3—4 и числа отверстий под фик-
сатор во фланце 2.
Из фиг. 482 видно, что муфта может быть выполнена как масляная и как
сухая.
Основные типы муфт, применяемых в станках
473
На фиг. 48-3 показана конструкция многодисковой муфты, применяемой ио фре-
зерных станках некоторых типоразмеров отечественного произволе,ва Она же
применяется во (фрезерных станках государственного завода бывш Б пи (Готваль-
дов, Чехословацкая народная республика) и некоторых других заводов
Как видно из приведенных фигур, оси зажимных рычажков Moiyi быть укре-
плены во внутренней гильзе муфты (см. фиг. 480), в специально предусмотренной
для этого детали (фиг. 483), изредка на пальцах, которые несут на себе .фрик-
ционные диски. Чаще всего эти оси помещают в кольцевой гайке, которая слу-
жит для регулирования муфты.
Нажимные рычажки дисковых муфт имеют разнообразную форму. Размеры их
выбираются при проектировании конструктивно и затем проверяются расчетом
Способ закрепления регулирующей детали посредством пружинного фиксатора,
очень распространенный в многодисковых муфтах станков, показан на ф.и 482
Фиг. 484.
В последние годы в станках получили применение фрикционные муфгы, в ко-
торых для сжатия дисков используются шарнирные рычажки с роликами или ша-
рики. Муфта последнего типа изображена на фиг. 484 (конструкция 'laype.ia
Сталинской премии докт. техн, наук Г. А. Шаумяна). Рычажки для включения
муфты заменены здесь шариками 5, коюрые лежат между деталями 2, / и А’;
в детали 2 каждому шарику' соответствует радиальная канавка. Пли перем, щ.-ппи
муфточки <!? влево от показанного на фшуре положения коническая р.ггточка
детали отжимает шарики внутрь. Так как втулка 7 заклинена шпонкой на валу о
и с правой стороны упирается в торец регулирующей гайки //, то шарики 5 по-
даются в-’ево и, действуя как клинья, через деталь 2 зажимают фрикционные
диски между фланцем, расположенным слева от них, и пружинящей шайбой 1
(типа тарельчатой пружины). Когда муфта включена, деталь 8 охватывает шарики 5
своей цилиндрической (меньшего диаметра) поверхностью; поэтому самовыключе-
ние муфты невозможно.
Выключение муфты при отводе летали 8 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 муфгы.
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
474
Муфты и тормозы
гидравлические муфты и тем более пневматические сколько-нибудь значитель-
ного распространения в станках пока не по 1училн, что объясняется рядом
причин. Гидравлические муфты уместны в гидрофицированных станках, так как
оборудование станка гидроагрегатом для обслуживания одних лишь муфт не-
выгодно. Пневматическая муфта делает возможным использование станка, снабжен-
ного 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, пропитанному асбесту или
ферродо—5—8 мм, бронзовых — 3—5 мм, штампованных из фибры или тексто-
лита 4—8 мм, чугунных — 5—15 мм. В комбинированных дисках средний сталь-
ной диск имеет обычно толщину 4 — 6 мм, а приклепанные к нему (медными
или алюминиевыми заклепками впотай) обкладки из асбеста или из материала типа
ферродо 3 — 6 мм.
Стальные диски толщиной 1,5 — 2 мм иногда шлифуют по фрикционным по-
верхностям. Опыт показывает, что это не нужно, а иногда и вредно.
в) Муфты с разжимным кольцом применяются в станках значительно
реже дисковых, так как для передачи больших крутящих моментов они мало при-
способлены и уступают фрикционным муфтам других типов в эксплоатационном
отношении.
Принцип действия муфты с разжимным кольцом поясняется фиг. 485. На валу 1
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 ци-
линдра и помещается в прорези упругого кольца 8, а другой конец несет регу-
лирующий винт 9. Таким образом вместе с валом 7 вращаются все перечислен-
ные детали муфты. Когда муфточка 7 и рычаг 5 занимают положение, изображен-
ное на фигуре, т. е. конец винта 9 опирается на конус муфточки 7, то сухарь 3
располагается в прорези кольца 8 так, как показано на нижнем рисунке. При
этом между наружной поверхностью этого кольца и поверхностью расточки зуб-
чатого колеса 2, сидящего свободно на втулке детали 4, остается зазор; следо-
вательно, колесо не вращается. Если муфтбчку 7 передвинуть влево, то, воз-
действуя на конец винта 9, она повернет рычаг 5, и сухарь 3 разожмет упругое
кольцо 8 в растотке колеса 2, которое благодаря этому окажется связанным силой
трения с валом 7. Изменяя посредством винта 9 конечное положение сухаря 3
при включении муфты, можно регулировать разжатие кольца 8 и тем самым ве-
Основные типы, муфт, применяемых в станках
475
личину наибольшего крутящего момента, передаваемого муфтой, а также компен-
сировать износ фрикционных поверхностей. Расцепление последних при переводе
муфты 7 в среднее положение достигается здесь упругостью разжимного кольца.
Конструктивные различия между муфтами этого типа, 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 равномерно, чем в муфтах с цельным (разрезанным лишь в одном месте)
разжимным кольцом. Пример муфты с двумя внутренними полукольцами пред-
ставлен на фиг. 486 (муфта фрезерного станка).
Фаг 486.
Два фрикционных полукольца 5 прижимаются здесь к расточке шкива двумя
радиальными клиньями 7, которые вдвигаются в промежутки между полукольцами
давлением клиньев 3 при осевом перемещении последних. Пружины 4 отводят
полукольца внутрь при выключении муфты. Для регулирования ее служат гайки 2,
навинченные на концы толкателей.
Муфты со стальной лентой получили в станках лишь самое ограниченное при-
менение, притом почти только в контрприводах к станкам со ступенчатым шки-
вом. Напротив, в качестве тормоза эта конструкция широко используется в стан-
ках (см. стр. 497).
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
расстоянии, как ручного, так и автоматического; 2) быстрота и точность включе-
ния и выключения; 3) возможность легко и тонко регулировать величину переда-
ваемого крутящего момента путем изменения силы тока в катушках; 4) сравни-
тельная простота конструкции механической части муфты; 5) возможность быст-
рого реверсирования; 6) отсутствие неуравновешенных осевых давлений; 7) прк
необходимости частых пусков и остановок станка —удобство управления им при
непрерывно работающем 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 возможность значительного уменьшения потерь при реверсировании и
476
Муфты и тормозы
обусловленного ими износа деталей станка вследствие того, что при применении
электромагнитных муфт массы быстро вращающихся реверсируемых частей полу-
чаются малыми (см. ниже).
Благодаря указанным достоинствам электромагнитные муфты получили большое
применение в станках, особенно в реверсивных приводах продольно-строгальных,
плоскошлифовальных и других станков. В последние годы электромагнитные муфты
используются также в коробках скоростей и в механизмах супортов станков для
изменения величины или направления скорости.
Некоторым недостатком электромагнитных муфт является необходимость в по-
стоянном токе для питания катушек; однако при существующих в настоящее
время несложных и компактных устройствах для выпрямления переменного тока
этот недостаток не может служить существенным препятствием для использования
муфт рассматриваемого типа там, где они целесообразнее других. Расход электро-
энергии на питание катушек совершенно незначителен — от 0,1 до 1 °/о работы,
передаваемой муфтой—и не имеет значения для оценки эксплоатационных качеств
электромагнитных муфт.
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.
Типичный пример конструкции и применения электромагнитной муфты в стан-
ках представлен на фиг. 487 (муфта в приводе продольно-строгальных станков
прежних моделей завода им. Свердлова). На валу 7 сидят вхолостую шкивы 4
рабочего и 9 — холостого хода; в шкивах жестко закреплены сердечники 5 с ка-
тушками 3. Оба шкива приводятся в постоянное вращение, один — прямым, дру-
гой — перекрестным ремнем от нереверсивного электродвигателя через редуктор.
На валу 1 заклинен стальной якорь 8, к каждой стороне которого прикре-
плено по два полукольца 7 из материала типа ферродо. Каждое из них прикреплено
на деревянной прокладке 74 к стальной обойме 13, к которой приклепано не-
сколько планок 12, привинчиваемых к якорю 8. Благодаря этому замена изно-
шенных фрикционных элементов требует очень малого времени. Фрикционным
кольцам якоря соответствуют на торцах шкивов чугунные фрикционные кольца 6
с радиальными вентиляционными канавками на стороне, обращенной к шкиву. Во
время работы воздух прогоняется центробежной силой через отверстия в диске
шкива, зазор между поверхностями сердечника шкива и затем наружу через ка-
навки кольца 6.
На ступице каждого шкива укреплены на изолирующих подкладках 10 кон-
тактные кольца ]1, через которые ток включается движущимся столом станка
поочередно в катушки рабочего или холостого шкива через специальный переклю-
чатель Так как якорь 8 фиксирован на валу 1 в осевом направлении неподвижно,
то сцепление левой или правой муфты осуществляется перемещением соответ-
ствующего шкива вдоль вала. Отход шкива от якоря при перерыве тока в цепи
катушки обеспечивается тремя пружинами 2.
Мъжцу торцевыми поверхностями сердечников 5 и якоря 8 должен оставаться
воздушный зазор (1—2 мм) также и при включенной муфте. После уменьшения
его до предельной величины (около 0,7—0,8 мм) вследствие износа фрикционных
колец последние следует заменить или подложить под них кольца из п ютного
картона.
Осевой канал в валу 7 служит для промывания шарикоподшипников, на кото-
рых вращаются шкивы, без разборки муфты.
Если при применении электромагнитной муфты требуется одновременно ком-
пенсировать небольшие отклонения в относительном положении валов, то якорь
муфты может быть сконструирован как 4acib упругой муфты.
Основные типы муфт, применяемых в станках
477
478
Муфты и тормозы
Внутри коробок скоростей или редукторов станков электромагнитные муфты
применяются пока еще редко. Это объясняется отчасти некоторой сложностью
подвода тока вглубь многовалового механизма со многими вращающимися частями
и увеличением веса вращающихся деталей (следовательно, и момента инерции раз-
гоняемых масс), отчасти — опасениями электрической травмы рабочего при по-
вреждении изоляции. Пример применения электромагнитных муфт в коробке ско-
ростей токарно-винторезного станка был приведен на фиг. 324.
Высокая быстрота реакции электромагнитных муфт на импульс представляет
особые преимущества в случаях необходимости автоматического быстрого и точ-
ного реверсирования подач. Эго требуется, например, при обработке фасонных
поверхностей штампов, пресс-форм, кулачков и т. п. На фиг. 488, предсавляю-
щей схему механизма горизонтального движения колонны копировально-фрезерного
Фиг. 488.
полуавтомата системы Келлер, показан при-
мер использования электромагнитных муфт
для указанной цели.
Электродвигатель (не показанный на
схеме) через ряд зубчатых передач вращает
в противоположных направлениях зубчатые
колеса 9 и 13, жестко связанные с электро-
магнитными муфтами соответственно 8 и 15.
Когда генератор 6 не работает и, следова-
тельно, через обмотки соленоидов 7 и /7
ток не проходит, якорь 16 занимает среднее
положение, как показано на схеме, и щ-щ
катушек обеих муфт 8 и 15 разомкнуты.
Если пустить генератор, то при показанном
на схеме положении щупа 1, т. е. когда
под действием пружины 3 заземленный ры-
чаг 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 вра-
щаться в ту же сторону, что и муфта 8,
шестерня, жестко связанная с дисками 10 и 12. Через зубчатое колесо 7 7, по-
стоянно сцепленное с этой шестерней, вращение будет передаваться горизонталь-
ному ходовому винту 14, который при этом будет перемещать колонну вместе
со щупом 7 и фрезой 18 вперед (вправо на фигуре; к обрабатываемой де-
тали 19.
При замыкании рычагом 2 (под действием давления поверхности копира 20 на
щуп) цепи соленоида 77 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). Это движение колонны будет происходить до тех пор, пока
давление на щуп 7 не уменьшится настолько, что пружина 3 оттянет 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
одного щупа достаточно для управления всеми шестью муфтами подач.
В последние годы появились электромагнитные муфты, сконструированные
так, что все токопроводящие части их неподвижны. Благодаря этому отпадает
надобность в контактных кольцах, щетках, пружинах и прочих деталях, которые
чаще всего требуют ремонта или замены.
Муфты, использующие для передачи крутящего момента вихревые токи (токи
Фуко), получили в последнее время экспериментальное применение лишь в единич-
ных моделях станков.
Основные типы муфт, применяемых в станках
47 9
д) Муфты обгона1. Муфты обгона (обгонные муфты, муфты свободного
хода) отличаются той особенностью, что автоматически включаются и выключаются
в зависимости от знака разности угловых скоростей валов или других деталей,
связанных такой муфтой, или иначе — от направления относительного вращения
этих деталей. В станках муфты этого типа применяются главным образом в тех
случаях, когда какой-либо вал приводится во вращение по двум различным кине-
матическим цепям. Муфта обгона, монтированная в соответствующем месте вала
или в элементе, передающем движение этому валу (например, в зубчатом колесе),
исключает опасность поломок, неизбежных 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 переводит один из элемен-
тов передачи к валу на холостую работу, как только включается передача через
другую цепь. Обгонные муфты позволяют также передавать движение одному и
тому же валу одновременно по двум различным кинематическим цепям; скорости
обоих движений при этом суммируются. Сказанное поясняется приведенными ниже
фигурами.
На фиг. 489 изображена часть кинематической схемы многорезцового токарного
полуавтомата м щели 118Б.
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 —jr ’ J ‘ I2' >
, О] z-ii Dv
б) цепь быстрой подачи ft • ~ • тг •
О2 z12
При включении многодисковой муфты Л41 вал червяка а получает, следовательно
быстрое вращение, и так как при этом цепь рабочих подач нигде не разрывается,
то в коническом колесе г1о помещена муфта обгона М, которая автоматически
расцепляет это колесо от вала.
В станках используются обычно фрикционные муфты обгона. Муфта этого
типа состоит из заклиненного на валу корпуса (звездочки) 1 (фиг. 490), наруж-
ного кольца или втулки 2, связанной или составляющей одно целое с зубчатым
или червячным колесом, шкивом и т. п., и нескольких роликов 3, помещенных
в вырезах корпуса 7. Каждый из роликов отжимается одним —тремя, в зависи-
1 Наряду с фрикционными муфтами этого типа здесь рассмотрены также храповые
обгонные муфты
480
Муфты и тормозы
мости от длины ролика, пружинными
части выемки между деталями 7 и 2.
Если, например, ведущей частью
штифтами 4—5 в направлении к суженной
является втулка 2, то при вращении ее
в сторону, указанную стрелкой, ролики увлекаются трением в суженную часть
выемки и заклиниваются между втулкой и корпусом муфты; поэтому корпус 1
и связанный с ним вал начнут вращаться с угловой скоростью, одинаковой по
величине и направлению с угловой скоростью втулки 2. То же произойдет, если
вал и корпус 7 вращаются в ту же сторону, что и втулка 2, но с меньшей угло-
вой скоростью.
Когда ведущая втулка 2 вращается по часовой стрелке, ролики отходят в ши-
рокую часть выемки, и корпус 7 остается неподвижным.
Пусть, наконец, при продолжающемся вращении втулки 2 против часовой
стрелки вал и корпус 7 получают по другой кинематической цепи угловую ско-
Фиг. 491.
Фиг. 490.
рость, направленную в ту же сторону, но большую по величине, чем скорость
втулки 2. В этом случае угловая скорость втулки относительно корпуса напра-
влена по часовой стрелке (втулка отстает от корпуса), ролики находятся в ши-
рокой части выемок, т. е. муфта расцеплена, и детали 7 и 2 будут вращаться
каждая со своей скоростью.
Ведущим элементом может быть любая из деталей 7 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 пру-
жины. Для предупреждения перекоса часто ставят на каждый ролик по две пружины.
Число выемок в корпусе — чаще всего три или четыре, реже шесть. Конструк-
тивное выполнение муфт обгона и применение их показаны на приведенных ниже
фигурах.
Обгонная муфта, примененная в коробке скоростей токарного станка отечествен-
ной конструкции для черновой обработки вагонных осей, представлена на фиг. 491.
Ролики лежат на каленых плитках из хромистой стали, помещенных в вырезах
корпуса муфты; благодаря этому корпус может быть изготовлен из дешевой по-
делочной стали.
Пример, иллюстрирующий использование муфт обгона для мгновенного пере-
хода с автоматической подачи к ручной или обратно и столь же быстрого ревер-
сирования подачи, приведен на фиг. 492 (привод подачи шпинделя сверлильного
станка).
Основные типы муфт, применяемых в станках
481
На валике 5 реечной шестерни заклинен корпус 9 обгонной муфты. Наружное
кольцо 1 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-
8ид па 8
Фиг. 492.
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 б 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 часгом
чередовании скоростей подачи и частом реверсировании ее.
Широкие возможности в отношении автоматизации подачи разнообразных стан-
ков, открываемые использованием двухсторонних обгонных муфт в механизмах
подачи, поясняются фиг. 493 и 494.
На фиг. 493 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
31 Аче( кан Н. С. 565
482
Муфты и тормозы
заходят поводки а косозубого колеса с>, свободно сидящего на валике 4 и приводи-
мого во вращение червяком За от реверсивного электродвигателя через цепную
а 2 з ' , передачу (см. схему внизу фигуры).
\ _____ // ! / Если этот двигатель выключен,
втулка 2 обгонной муфты, медленно
вращающейся против часовой стрел-
ки, заклинивает ролики 6 и сооб-
щает вращение корпусу 5 муфты и
ходовому валику 4, осуществляя та-
ким образом рабочую 4подачу.
При включении двигателя по-
дачи в любом направлении косозу-
бое колесо 3 приводится в быстрое
вращение, и ее поводки а ведут
корпус ,5 муфты в ту или другую
сторону, нажимая на грани ее выре-
зов непосредственно или через ро-
лики 6. Как следует из предыдуще-
го, в обоих случаях ролики1 обгонной
муфты расклинены.
На фиг. 494 показано примене-
ние двухсторонней муфты обгона
в механизме подач и автоматики
токарного многорезцового полуавтомата модели 1730. От вала коробки сменных
колес вращение передается валику 7, несущему кулачковую муфту 2 рабочей
Фиг. 494.
Основные типы муфт, применяемых в станках
483
подачи, составляющую одно целое с шестерней 3, постоянно сцепленной с коле-
сом 4. На втулке шестерни 7 заклинена сегментной шпонкой наружная втулка 15
обгонной муфты (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 вра-
щение корпус 14 муфты, валик 6, шестерню 5, колесо 7, валик 8 и далее через
крестовую муфту 10b ходовой винт 9.
Быстрые перемещения сулорта обслуживаются реверсивным фланцевым электро-
двигателем 12, включаемым при продолжающейся рабочей подаче. Заклиненная
на валу двигателя шестерня 7/ сообщает быстрое вращение сцепленному с ним
зубчатому колесу 13, поводки а которого входят в вырезы корпуса 14 обгонной
муфты, и ведут его, а вместе с ним валик 6 точно так же, как в конструкции по
фиг. 493.
Выбор материалов деталей фрикционных муфт обгона производится на основа-
нии результатов расчета (стр. 489). Ролики изготовляют обычно из стали ШХ15,
реже из 40Х с закалкой в масло и отпуском до HR = 46-:—53, корпус муфты
и кольцо — из хромистой стали типа 15Х, цементованной, закаленной и отпущенной
до HRc ~ 58-н62. Если наружное кольцо муфты составляет одно целое с зубча-
тым 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 Нрс_
В. Указания по расчету фрикционных муфт
Для расчета фрикционных муфт станков пользуются в качестве исходных
формулами, известными из курса „Детали машин", а именно:
Фиг. 496.
а) Для конусных муфт (фиг. 495) наибольший передаваемый крутящий
•момент
MK=f.v.Dep Ь~~ = 2^ъ/-р-О^.Ь кгмм, <54-29)
где Dcp и Ь в мм-, р — допускаемое среднее удельное давление в кг/см2.
Если N— передаваемая мощность в л. с., п— число оборотов в минуту муфты.
484
Муфты и тормозы
соответствующее моменту Мк , то подстановкой Мк =716 200 эта формула пре-
образуется в следующую:
N= 2-7162-104 f'P'Ffb-il л- с-
(54.30)
Вводя в левую часть коэфициент запаса EJ = 1,5, обеспечивающий работу муфты
без буксования при перегрузке до 5О°/о, а в правую вместо р величину k-p,
где коэфициент k учитывает влияние на величину наибольшего допускаемого
удельного давления р окружной скорости v на фрикционных поверхностях, получим:
1,57V “Т7162-104 f'k'P'I-^cp'b-n л. с.
и окончательно
f-k-p-D2cp-b-n
(54.31)
Задаваясь отношением -=—= с (обычно с = 0,15 4—0,25), отсюда легко опре-
U ср
делить оба размера Dep и Ь:
У 6В5-IQS-W __
V f-k-p-c-n ~
.7" "
1/ -г-г------- ММ;
г f-k-p-c-n ’
3
b = С. О = 1/ = 410 1/ -7-т-------
СР г f-k-p-n V f-k-p-n
fi-N
ММ.
(54.32)
Требуемая осевая сила нажатия (см. фиг. 495)
Q = ~.Dr„ • b — sin а = 0,03Drn . b • р • sin а кг.
СР 10и Г
(54.33)
У конусных муфт станков угол а лежит в пределах от 5 до 16—18°.
б. Для дисковых муфт (фиг. 496)
.. , тс (О3— </з) р
MK=f-z------------кгмм, (о4.34)
где D и d — в мм;
р — в^кг см2;
z — число пар трущихся поверхностей.
N
Подставляя сюда, как выше, Мк = 716 200 — и вводя коэфициент запаса [3 = 1,5
и поправочный коэфициент k = F(zf), получим:
N= 1,5-12-100-716 200 f"z-k-P-(DS — dS) 'n
или
= л с (54.35)
Иногда расчет ведут, исходя из формулы
ТС(О’ — <Р) D р
Мк = f’Z------у----• -у- ум кгмм, (о4.34а)
где средний диаметр
D = + й
UeP------•
Аналогично предыдущему, из нее легко получить
f-z-k-p(D'2 — <12)Dcp-n
N— -------------------------— л. с.
(54.35а)
27,4-10’
Основные типы муфт, применяемых в станках
485
Эта последняя формула рекомендуется нормалью ЭНИМС Н47-71 (1942 г.)- Практи-
чески безразлично, какими формулами пользоваться (34) и (35) или (34а) и (35а),
Z)3-rf3 (£)2_ d2)DcP , b D-d .
так как отношение—р.—; ----------—-—'при обычных отношениях —— = ir,— [см.
12 4 • _ Uср ^*->ср
уравнение (54.36)] отличается от единицы не более, чем на 0,03 — 0,04.
Из формул (54.35) или (54.35а) 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 Dud, задав-
шись их отношением. В большинстве конструкций станочных многодисковых муфт
Фиг. 497.
отношение с рабочей ширины фрикционной поверхности к среднему диаметру^ле-
жит в следующих пределах:
‘ = = О,то.35; (54.361
отсюда D — d=2c Dcp и D2 — d2 = 2с • Dcp ’2Dcp = 4с • D2ep. Следовательно,
____ 41-107-N
Z~ f-k-p(D2 — d»)-n
или
27,4-В*7. yV
Z ~ f-k-p(D2-d*)Dcp-n
И
n ?/ 685-105-A7 J/ N~
cp |/ f-z-k-p-c-n ]/ f-z-k-p-
Так как D — d == '2D(!, и D — d = '2c-Dcp, to
D = Dcp.(\ + c) и d=Dcp.(l-c).
(54.37)
(54.38)
(54.39)
Необходимое для сжатия дисков осевое усилие (см. фиг. 496)
Q =
т. (D- — <12) р
4 100
кг
или также
Q = т.с-Ь^р ~ 0,03-c-Dip-р кг.
(54.40)
в) Для муфт с разжимным кольцом, полукольцами (фиг. 497) 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. 498). На
элемент сегмента, соответствующий центральному углу dy, действуют усилия Q и
486
Муфты и тормозы
Q-[-dQ, обусловленные давлениями Qo и Qa на торцы сегмента, а также центро-
бежная сила F,t . Возникающие силы трения должны удовлетворять условию
а а
Мк = z 4 dT = j dN', (54.41)
6 и
где Мк—передаваемый муфтой крутящий момент;
dN' — нормальное давление на фрикционной поверхности элемента.
Проектируя все силы на среднюю диаметральную плоскость элемента, получим,
пренебрегая влиянием центробежной силы,
dN' = Q-sin ~ -ф (Q -f- dQ) sin = Q-dv. (54.42)
Следовательно,
dT = f-dN' ~ f-Q-d'i. (54.43)
Из уравнения равенства моментов относительно оси муфты
D ,„ D — s
-?-dT = --2 - dQ,
D___s
где s—толщина сегмента, следует: dT ——&—dQ.
Если обозначить ~— — с, то dT =~ , и из соотношения (54.43) получается
D — s с ’ J
dQ = f-c-Q-d's, .li^- = f-c-dv. (54.44)
X
Отсюда для произвольного сечения сегмента, считая f — const.
Q., с
т. е.
ln-^- = f.c.?; Qu-ef'cF (54.45)
Wo
Для правого (см. фиг. 498) торца сегмента, которому отвечает значение <р = а,
последняя формула дает;
=Qo'e/(54.46)
Удельное давление в произвольном месте фрикционных поверхностей находится
из соотношения
dN' = pv b d’o
или на основании формулы (54.42)
P'f • b ~ = Q^ = Qo • е1'с' '' ,
откуда
Рт = (54.47)
Для торцевых сечений сегмента удельные давления
Ро ~ ' (54.48)
Таким образом вообще
Рт = (54.49)
Основные типы муфт, применяемых в станках
487
Подстановка в выражение (54.41) dN' — Q • d’s или на основании уравнения
(54.44) dN' — -^—,, дает • . .
г' '
f-D-z f dQ D-z .
•44 к — I f, c ~2c~ (Q* (54.50)
Qo
или, так как Qa = Qo • e-' c' “
(54.51)
Отсюда
2с-М 1 2с-ЛС е/№
Qo — “ о — i D-z _ 1 ’ D-z (54.52)
С целью упрощения расчетов можно принять приближенно D , С — ~ 1 так D —s ’
как толщина s мала сравнительно с диаметром D. Тогда последние соотношения
примут форму:
< = -2-(/“-1); (54.53)
2ЛГ. 1 2М, Г) Л Г) . А •
D-z еГ_Х ’ D-z еА-1 - (54.54)
Удельное давление в различных точках фрикционной поверхности сегмента
различно, но законы изменения его не изучены. Если поэтому пренебречь этим
обстоятельством и принять р = рср ~ const, то значение крутящего момента, пере-
даваемого муфтой с z сегментами, будет составлять
D-b-a D f-z-D^-b-a
__
Р,
(54.55)
4
где b — ширина трущихся поверхностей; ....
угол а — в радианах.
Если подставить сюда Л1К = 716 200-^- кгмм, ввести коэфициенты <3=1,5 и
k — F(v) и выразить Dub — в мм, ар — в кг\см2, то получится
f-k-p-D^-b-Z-a f-k-p-D^'b-Z-a
N = —----------------п = -----------=----пл. с.
4-100-1,5-716200 43-107
(54.56)
Для цельного упругого кольца или двух полуколец можно принять суммарный
угол обхвата га~2к; в таком случае последняя формула примет вид
Х7_ f-k-p-D-b-n _ f-k-p-D*-b-n
43 7 085-105 ’
(54.57)
т. е. формула будет совпадать с формулой (54.31), применяемой для расчета
конусных муфт. Полагая здесь — — с = 0,15-.—0,20, легко отсюда найти основ-
ные размеры муфты.
Формулы (54.54) для муфт с одним кольцом (а ==2~, z == 1) принимают форму
244 1 D > 2МК ё1^ D e^-f _ j ’ (54.58)
для муфт с двумя полукольцами (а=етг , Z =2)
•- . м,- 1 Q° D e^f_x ’ „ мк e*1 (54.59)
488
Муфты и тормозы
Пользуясь этими формулами, легко также выразить усилия и Q, в зависи-
мости от передаваемой мощности N л. с. и числа п об мин муфты.
Значения коэфициента трения f и допускаемого удельного давления р, которые
входят в приведенные выше расчетные формулы, колеблются в зависимости от
многочисленных факторов. Нормаль Н47-71 ЭНИМС рекомендует для f и р значе-
ния, указанные в табл. 13.
Таблица 13
Материалы трущихся поверхностей Коэфициент трения f Допускаемое удель- ное давление* Р кг см-
Масляные му ф 1 ы '/уфты. ра- но 1 ающпе с попада- нием м а сл а Сухие муф 1' ы /[исковые муфты2 Конусные и кольце- вые муфты
Закаленная сталь по закаленной стали 0,08 0,10 — 4-6 —
Сталь по чугуну 0,10 0,12 0,15 2,5-3 4
Сталь по бронзе .... 0,08 0,11 — 4-5 6
Сталь по материалу типа ферродо . . — 0,25 0,3 2-2,5 3
Сталь по фибре 0,10 0,17 0,2 3,5-4 —
Сталь по текстолиту 0,10 0,12 0,15 5-6
Чугун по чугуну 0,12 0,15 0,17 2,5-3 4
Чугун по бронзе . . ... • . . . 0,12 0,15 0,17 — 4
1 Высшие значения р рекомендуются при малых числах дисков, меньшие — при
больших. Для многодисковых муфт с тонкими стальными закаленными дисками значения
р понижаются на 30%.
2 Указанные в табл. 13 значения р наиболее близко отвечают типичным для данных
материалов условиям смазки.
Для коэфициента k, учитывающего влияние на р окружной скорости V на
з ______________________________________________________________
фрикционных поверхностях, та же нормаль рекомендует формулу k-Yv = С, гдеС=
з _____ ,о п
= 1/2,5= 1,36, a v = м ‘сек Для конусных и дисковых муфт и v =
~L)' п
= 60 1000 м сек — Для МУФТ с разжимным кольцом или полукольцами (D — в мм,
п— об/мин).
Отсюда получаются следующие значения k:
при v в м!сек 1 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8 10 12 15
k ' 1,36 1,19 1,08 1 0,94 0,86 0,80 0,75 0,68 0,63 0,59 0,55
Приведенные выше значения f и р следует рассматривать как ориентировоч-
ные. Проверочные расчеты фрикционных муфт станков, выполненные ЭНИМС,
указывают на колебание произведения f • р, входящего в основные расчетные фор-
мулы (см. выше), в очень широких границах: для дисковых муфт, например, ока-
залось / р = 0,11 -г-0,79, для кольцевых муфт /• р = 0,18 -f-0,89 (при р = 1,5).
Необходимо помнить, что коэфициент трения зависит помимо других фак-
торов также от степени чистоты трущихся поверхностей, правильности их геоме-
трической формы и степени приработки; поэтому величина его может отступать
от приведенных выше значений как в большую, так и в меньшую сторону. На-
пример, для .масляных, дисковых муфт опытное исследование, произведенное
в ЭНИМС (инж. Ю. А. Розенбергом), дало значения /«s 0,045 н-0,05, что много
меньше обычно принимаемых величин.
Приведенные выше способы расчета фрикционных муфт достаточны для тех
случаев, когда включения муфты производятся не часто и притом момент инерции
масс, разгоняемых муфтой, невелик. Если эти — наиболее обычные — условия не
соблюдаются, то следует проверить проектируемую муфту на нагрев, руковод-
ствуясь данными эксперимента или наблюдений над муфтами сходного типа, а при
Основные типы, муфт, применяемых в станках
489
больших разгоняемых массах учесть момент сил сопротивления разгону и прове-
рить 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 N. и касательных сил трения и f2-N2
(фиг. 499), не позволяющих ему сдвинуться вправо от изображенного на схеме
положения. Если обозначить углы трения между роликом и соприкасающимися по-
верхностями соответственно через p1=arctg/1 и p2 = arctg/„, то из условия рав-
новесия ролика (равнодействующие R< и
/?., направлены по одной прямой) следует
непосредственно (см. фиг. 499):
a<2pnliI1, (54.60)
где pmin — меньший из углов pj и р,.
Центробежная сила здесь уже учте-
на— она входит в N2.
Из того же чертежа получается
а + d / — , .. , х
cos а — (о4.61)
D - d v '
Следовательно, размеры d, D и а
должны быть подобраны так, чтобы
aD+(id > cos 2рп1|П . (54.62)
Фиг. 499.
Размер D определяется конструктивно, особенно если муфта монтируется во
втулке зубчатого, червячного колеса и т. п. Размер а между противоположными
гранями корпуса (или у при нечетном числе роликов) зависит в некоторой степени
от диаметра вала, на котором заклинен корпус. Выбрав D и а, можно определить
необходимый диаметр d ролика из соотношения (54.62):
£)• cos 2pmin — я = D + a = D_____________D + a
> "1 + cos2Pmln 1 +cos2pmi)1 2cos2pmin
(54.63)
Ct
Для того чтобы муфта включалась надежно, не следует брать отношение л <1
т ^pmin
слишком близким к единице; с другой стороны, чем меньше это отношение, тем
больше крутящий момент, необходимый для расцепления муфты. По опытам
С. А. Лаврентьева [6] целесообразно
5---= 0,7-М),9. Предельное зна-
•тп in
принимать
чение угла а зависит от различных факторов и колеблется в пределах 14 — 22°.
По мере приработки элементов муфты и при попадании смазки 1пред уменьшается
соответственно уменьшению коэфициента трения f — tg р; поэтому рекомендуется
не превосходить значений а« 9н- 10J.
Для того чтобы ролики не перекашивались в муфте, длина / ролика должна
удовлетворять условию
/> 1,5 • d.
(54.64)
Проверочный расчет элементов муфты обгона производится по формулам Герца
для наибольшего напряжения смятия. При принятых выше обозначениях и Л\ =
— N2 = N' (см. ниже) наибольшее напряжение сжатия в месте соприкасания ро-
лика с внутренней поверхностью втулки
, = 0.59/Д£^ = о,59уД1г(ф
(54.65)
490
Муфты и тормозы
в месте соприкасания с плоской гранью корпуса =
°1/ max 1 = 0,59 -j- Е , (54.66)
где Е—модуль упругости первого рода.
Следовательно, всегда Здтах1 > Здгаах2, и проверочный расчет ролика и рабочей
грани корпуса следует вести по формуле (54.66), а расчет внутренней поверх-
ности втулки — по формуле (54.65). 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. 499):
Приближенно (в сторону запаса надежности расчета) можно принимать здесь
/ = 0,05 н-0,06.
Если же учитывать, что / = tg о > tg— то Ап<----------------- , и для полной на-
2. _ Я
•г-П-tgy
дежности расчета можно принимать
Л" = •-----— . (54.68)
з • D tg -Q-
§ 55. 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
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 тормозы служат
для экстренных остановок станка в случае аварии 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 кулачных
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 эксплоатационными трудностями. В отдельных случаях быстрое
торможение станка может быть небезопасным для рабоче; о и для станка (само-
Тормозные устройства
491
свинчивание патрона с резьбового конца шпинделя, поломка конца шлифоваль-
ного шпинделя, если на нем закреплен большой, тяжелый круг, и т. п.).
Если время свободного выбега станка после его отключения от двигателя (для
станка, постоянно связанного с двигателем,—после отключения последнего от сети)
мало по сравнению с длительностью цикла, то тормозное устройство может ока-
заться лишним.
В каждом отдельном случае вопрос о целесообразности тормозного устройства
решается на основании результатов подсчета его рентабельности (производитель-
ность станка с торможением и без него, стоимость тормозного устройства).
Б. Системы торможения и типы тормозных устройств, применяемых в станках
В современных станках наибольшее распространение имеют механические тор-
мозы с различными системами управления и электрические системы торможения.
Гидравлические тормозы встречаются за немногими исключениями только в гидро-
фииированных станках. Особенно широко распространены электромагнитные тор-
мозы, т. е. механические тормозы 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 итти 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 основан на сопоставлении эксплоатационных особенностей обоих вариантов
и экономических показателей (стоимость устройства и эксплоатационные расходы,
включая потери энергии при торможении). Иногда для очень быстрого останова
прибегают к комбинированию обеих систем.
Тормозные устройства длительного действия, предназначенные для
сравнительно продолжительных периодов непрерывной работы, находят в станках
редкое применение. Сюда относятся, например, тормозы зубопритирочных станков,
некоторых автоматов и полуавтоматов для торможения распределительного вала
при переходе с быстрого хода на рабочий и немногих других станков. В подоб-
ных случаях наиболее удобно применение механического или гидравлического
тормоза.
В. Механические тормозные устройства
Кинетическая энергия масс, продолжающих двигаться по инерции после вы-
ключения станка, может быть поглощена сопротивлениями трения. На этом прин-
ципе основано устройство механического тормоза: одна или несколько деталей его
с фрикционными поверхностями связаны с какой-либо вращающейся по инерции
частью станка, чаще всего с валом, остальные фрикционные детали жестко скре-
плены с неподвижной частью станка, например с корпусом шпиндельной бабки
и т. п. Следовательно, в качестве тормоза можно использовать любую фрикционную
муфту, лишив часть ее фрикционных деталей возможности вращаться. Поэтому по
своей конструкции механические тормозы принципиально не отличаются от фрик-
ционных муфт. Также и в отношении управления механические тормозы совер-
шенно аналогичны фрикционным муфтам: оно может быть ручным или автоматиче-
ским и производиться посредством рычагов, соленоида, гидравлики или (редко)
сжатого воздуха.
В тяжелых станках, где кинетическая энергия затормаживаемых масс велика,
торможение не должно происходить слишком быстро во избежание резких толч-
t ' '
492 Муфты и тормозы
ков в передаточных механизмах. В подобных случаях и вообще для мягкого тор-
можения особенно удобны механические тормозы, включаемые посредством элек-
трического сервомотора (см. фиг. 503). Такая система управления тормозом
особенно удобна при трехфазном токе, так как электромагнит для той же цели
при этом роде тока очень громоздок; к тому же электромагнит включает тормоз до-
вольно резко, что не всегда желательно.
Анализ показывает, что тормоз целесообразно располагать на самом быстро-
ходном валу механизма. В станках с понижением оборотов от электродвигателя
к шпинделю самым быстроходным является обычно первый, реже второй вал ко-
робки скоростей или редуктора; на этом валу обычно и располагают тормоз. Это
тем более рационально, что на том же валу помещают, как правило, главную
сцепную (пусковую) муфту, с которой желательно сблокировать тормоз.
В быстроходных станках с числами оборотов шпинделя, превосходящими число
оборотов двигателя, т. е. с повышающими передачами в коробке скоростей или
редукторе, наиболее быстроходным является один из промежуточных валов при-
водного механизма или шпиндель; 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. 500, а и б, изображающей часть коробки скоростей токарно-револьверного
станка. Затягивание ленты 1 на тормозном барабане 2 производится здесь гидра-
влическим цилиндром 4, растормаживание — пружиной 3.
Станки с двумя тормозами в механизме привода'—главным на быстроходном
валу и вспомогательным на шпинделе — встречаются редко (см., например, фиг. 736).
Цель такого устройства — более быстрое и надежное торможение станка, особенно
в случае большой кинетической энергии затормаживаемых масс. Такое приме-
нение двойного тормоза имеет смысл при условии, если оба тормоза сблокиро-
ваны так, что начинают торможение одновременно или действие главного тормоза
несколько опережает действие вспомогательного. В станках автоматизированных
применение двух тормозов имеет другую цель: тормоз механизма быстрых ходов
производит притормаживание до той угловой скорости, при которой принимает на
себя передачу нагрузки обгонная муфта; второй (главный) тормоз механизма
подачи останавливает движение подачи тотчас же после выключения муфты этого
механизма.
Тормоз блокируют обычно с главной сцепной муфтой станка, благодаря чему
тотчас же вслед за выключением этой муфты включается тормоз. Это достигается
проще всего объединением управления муфтой и тормозом 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 обязательно 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 скорости ш
вала, на котором он находится, до скорости <о0, обращается в теплоту кинетиче-
ская энергия Е = — f)„p (<о2 — ®о ), где ®пр — момент инерции всех затормаживае-
мых масс, приведенный к тормозному валу. Очевидно, что 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 их выдерживать без вреда высокие темпера-
туры. . . г ........
Г
Тормозные устройства
493
а
б
Фиг. 500.
494 Муфты и тормозы
Другие необходимые качества этих ’материалов: а) износостойкость в пределах
рабочих температур, давлений и скоростей скольжения и б) возможно малая измен-
чивость коэфициента трения в зависимости от 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; либо
с обкладкой из прессованного и пропитанного смолой асбеста (например, материал
КФ-3 завода „Карболит"), асборезиной („6-20“ Ярославского асбестового завода)
или медно-асбестовой обкладкой, либо без них, по стали или по чугуну. В отдель-
ных конструкциях встречается бакелит в сочетании с чугуном или сталью. Сталь —
тех же марок, которые применяются в фрикционных муфтах. Подробнее материалы,
используемые в тормозах различных типов, указаны ниже.
Необходимые для расчетов данные о величинах коэфициента трения указаны
выше, в табл. 13 (стр. 488). Для среднего удельного давления на тормозных по-
верхностях допускаются значения более высокие, чем для фрикционных муфт.
С целью уменьшения износа желательно принимать расчетное значение этого да-
вления />>5-4-6 кг/см1', однако при надобности (для ограничения габаритов тор-
моза) можно допускать для сочетаний металл — металл pm:ix 10 кг1см?, ферродо —
металл />,пах ~ 1-2—^-15 KzjcM2. Чем меньше начальная скорость v скольжения и чем
благоприятнее условия охлаждения тормозных поверхностей, тем большее значе-
ние р может быть допущено. В качестве контрольной цифры, хорошо оправдавшей
себя на практике, можно принимать (р • v)niax ~ До 30 кг'слг • м сек для колодоч-
ных, конусных, дисковых и кольцевых тормозов.
2. Т и п ы ф р и к ц и о н н ы х тормозов. В станках находят применение фрик-
ционные тормозы: а) конусные, б) дисковые, в) с разжимным упругим кольцом или
внутренними сегментами, г) колодочные, д) ленточные. Каждый из этих тормозов
может быть снабжен гидравлическим или соленоидным управлением (электрома-
гнитные тормозы).
Тормозы первых трех типов по конструкции совпадают или очень сходны
с соответствующими фрикционными муфтами.
Колодочные тормозы конструктивно несложны и недороги, особенно одноко-
лодочные, но из-за малой тормозю й поверхности позволяют создать тормозный
момент меньший, чем тормозы других типов при тех же габаритах.
Ленточные тормозы благодаря большому углу обхвата тормозного барабана
лентой позволяют легко создать большой тормозный момент. Другие достоинства
их—простота и компактность конструкции и малая величина усилия включения.
Недостаток ленточного тормоза, как и всех одноколодочных и некоторых двухко-
лодочных,— одностороннее давление на тормозный 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 тормозы 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 тормозы. В конусных тормозах неподвижной является чаще
наружная часть (чашка); вк ючение 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. 474, 479 и 483.
На первой из них конус 5 тормоза, изготовленный из стали или чугуна,
с обкладкой из материала типа ферродо и т. п. или без нее, закреплен на втулке
конуса 4 муфты. Наружный конус 7 из чугуна привинчен к корпусу бабки. Рас-
тормаживание станка и включение муфты облегчаются пружинами 9, упирающимися
во фланец втулки б. Близкое к это.\.у устройство тормоза имеют и другие бы-
строходные токарные станки.
Тормозные устройства
495
В конструкции по фиг. 479 (многорезцовые токарные полуавтоматы) торможение
вала 9 производится вдвиганием конуса 76, который сидит на направляющей
шпонке этого вала, в наружный конус 19 с обкладкой Z7 из прессованного пропи-
танного асбеста или ферродо. Штифтами 20 и винтом конус 19 скреплен со втул-
кой 21, приболченной фланцем к корпусу коробки. С дисковой муфтой, описанной
выше (стр. 471), тормоз сблокирован общим механизмом управления.
В конусном тормозе продольно-фрезерных станков отечественной конструкции
(см. фиг. 483) неподвижным сделан внутренний конус, подвижным — наруж-
ный конус. Блокировка тормоза с многодисковой муфтой ясна из фигуры.
Самовыключение конусных тормозов предупреждается так же, как и конусных
муфт, т. е. самой системой управления и выбором достаточно малой величины
Фиг. 501.
конусности: угол 2а при вершине конуса (ср. фиг. 495) принимается в пределах
от 18 до 30°, реже до 32 — 36”.
В качестве материалов в тормозах этого типа используются чаще всего сочета-
ния чугун, сталь или алюминиевый сплав с обкладкой из прессованного асбеста
или материала типа ферродо по чугуну, чугун или сталь Ст. 5 без обкладки по
чугуну. Во всех случаях — чугун СЧ 12-28 или СЧ 15-32 по ГОСТ В .1412-42.
Обкладка имеет толщину 3,5— 5 мм и прикрепляется к металлическому конусу
заклепками из латуни, меди или алюминия (клепка холодная); если конус из алюми-
ниевого сплава, то и заклепки должны быть из того же металла во избежание
коррозии.
б) Дисковые тормозы. В качестве тормоза может быть использована
фрикционная дисковая муфта любой конструкции, если ее наружный корпус (чашку!
или — в однодисковой муфте—фланец скрепить с неподвижной частью станка.
Поэтому дисковые муфты, изображенные выше, на стр. 471—473, поясняют одно-
временно и конструкции дисковых тормозов.
Выбор между одно- и многодисковым тормозом определяется величиной требуе-
мого тормозного момента. Сильное и довольно резкое торможение, характерное
для многодисковых тормозов, является одновременно и положительной и отрица-
тельной стороной их: с одной стороны, такое торможение позволяет производить
быструю остановку станка (или отдельного механизма его), а с другой — сопрово-
496
Муфты и тормозы
ждается резким толчком, иногда и сотрясением всего станка, особенно при ручном ,
включении тормоза малоопытным рабочим.
' На фиг. 501 (часть шпиндельной бабки токарного станка) показано применение
многодискового тормоза. Он помещен иа первом по кинематической цепи валу
коробки скоростей, разгруженном от давления ремней. Главная муфта этого станка
также многодисковая, но, как это видно из фигуры, имеет число дисков большее,
чем тормоз.
в) Тормозы с разжимным кольцом или с упругими вн утре н -
сегментами. Конструкции тормозов также и этого типа вполне анало-
конструкциям муфт, рассмотрен-
стр. 474—475.
фиг. 502 изображен (упрощенно)
длительного действия с гидравли-
управлением. Он применен для
ними
гимны
ных на
На
тормоз
ческим
торможения оправки с изделием в станке
для отделки червячных колес. Тормозный
барабан 1 вращается вместе с оправкой 2,
а две чугунные колодки 3 с обкладкой из материала на асбестовой основе непод-
вижны. Последнее сильно упрощает гидрофикацию управления тормозом. Устрой-
ство в целом отличается простотой: величину тормозного момента легко ре-
гулировать, изменяя давление в гидравлическом цилиндре. Однако недостатки
этого тормоза — сильное нагревание фрикционных поверхностей и непостоянство
тормозного момента вследствие нагревания гидравлического цилиндра и увеличения
утечки масла — заставляют отдать в подобных случаях предпочтение электриче-
скому торможению.
г) Колодочные тормозы. В станках встречаются как одноколодочные,
так и двухколодочные тормозы, чаще последние. Применение двух колодок обу-
словлено стремлением избежать одностороннего давления на тормозный барабан,
особенно если он укреплен консольно, и увеличить тормозный момент за счет
увеличения фрикционной поверхности.
Колодочные тормозы удобны там, где диаметр тормозной поверхности велик,
благодаря чему большой тормозный момент обеспечен и при малом усилии
трения. Пример такого применения колодочного тормоза показан на фиг. 503:
колодка действует здесь непосредственно на обод планшайбы большого токарного
станка. Аналогичное устройство может быть применено и в станках с большими
круглыми столами—карусельных, тяжелых плоскошлифовальных и др.
Двухколодочный тормоз зубострогального полуавтомата изображен на фиг. 504.
Тормоз сблокирован общей системой управления с конусной муфтой. Колодки 5
с обкладкой из ферродо свободно сидят на пальце 2, укрепленном в неподвижном
кронштейне 7. Свободный конец каждой колодки соединен рычажком 6, стяжной
гайкой 7 и изогнутым рычажком 8 с верхним концом рычага 10, поворотно укре-
Тормозные устройства
497
пленного на оси 9. Нижний конец рычага 10 связан с автоматическим распредели-
тельным механизмом и поворачивается вправо и влево в соответствующие моменты
цикла работы полуавтомата. При повороте рычага 10 по часовой стрелке нижние
концы колодок 5 сближаются и, обхватывая наружную цилиндрическую поверхность
конуса 3 муфты (он в это время выведен из шкива 4), тормозят конус, останавливая
таким образом привод к долбяку с инструментом — гребенкой. При повороте
рычага 10 в обратную сторону конус 3 растормаживается. Регулирование тормоза
производится подвинчиванием гаек 7.
Для изготовления колодок применяют обычно чугун, часто — ковкий, с обкладкой
из прессованного асбеста или тому подобного материала или без нее; в последнем
случае для уменьшения веса колодок их отливают иногда из легированного чугуна
или из стали. Тормозные барабаны отливают из чугуна СЧ 15-32, иногда из чугуна,
легированного хромом, в целях повышения износостойкости и уменьшения веса.
Барабаны малых размеров нередко изготовляют из стали 45, 35 или другой?
В заграничных станках встречаются также барабаны из цементованной стали;
большой надобности в такой термообработке нет.
д) Ленточные тормозы. Основные достоинства ленточного тормоза —
возможность создания большого тормозного момента при сравнительно малом
усилии управления (стр. 502 — 503) и простота конструкции, благодаря которой
часто легко приспособить его к уже построенному станку, чтобы сократить потери
времени на выбег. Недостаток ленточного тормоза — одностороннее давление на вал
тормозного барабана (шкива).
По своей конструкции ленточные тормозы станков сходны с тормозами этого
типа, применяемыми в других машинах. Выше, на фиг. 500, приведен пример при-
менения ленточного тормоза в передней бабке револьверного станка.
На фиг. 505 изображено устройство ленточного тормоза многорезцового полу-
автомата модели 1730, передняя бабка которого была представлена на фиг. 270
(стр. 264). Тормозный барабан 1 заклинен на валу рядом с приводным шкивом
(см. поперечный разрез на фиг. 270). 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 отжимает
рычаг 5 кверху. При включении двигателя станка электромагнит 7 оттягивает
рычаг 5 вниз и оттормаживает барабан 1; при включении станка соленоид
32 Ачеркан Н. С. 565
498
Муфты и тормозы
обесточивается; пружина 8 натягивает тормозную ленту 2 на барабан, и шпиндель
станка быстро останавливается.
Приведенные примеры иллюстрируют применение в станках простых ленточ-
ных тормозов. На фиг. 506 показан диференциальный тормоз с соленоидным упра-
влением (проект отечественного завода).
Фиг. 505.
В конструктивном отношении ленточные тормозы простые, диференциальные и
суммирующие примерно равноценны. Если тормозный барабан заклинен на реверсируе-
Фиг. 506.
мом валу и тормоз должен
работать при обоих напра-
влениях вращения послед-
него, то необходим сумми-
рующий тормоз. В осталь-
ных случаях выбор того или
иного типа ленточного тор-
моза определяется резуль-
татами расчета (см. ниже).
Барабаны под ленту из-
готовляются из тех же мате-
риалов, как и барабаны ко-
лодочных тормозов. В каче-
стве материала для тормоз-
ной ленты Применяют пру-
жинную сталь марок 60Г,
65Г или 50Г либо близкую
к ним по химическому со-
ставу, 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 для облегчения холодной клепки обшивку из материала типа ферродо или
из кожи, иногда хлопчатобумажную толщиной 4—5 мм. Нередки, впрочем, и
тормозы со стальной лентой без обшивки. К концевым скобам (петлям) ленту
приклепывают или приваривают.
е) Электромагнитные тормозы. Ряд достоинств электромагнита
в качестве рабочего органа системы управления, особенно простота обслуживания,
Тормозные устройства
499
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 колодоч-
ные, а также ленточные электромагнит-
ные тормозы.
Тормоз с соленоидным управлением
часто бывает удобно конструктивно объ-
единить с электродвигателем. Пример
такой конструкции представлен на
фиг. 507.
При пуске двигателя ток проходит
через обмотку катушки 1, сердечник 2
притягивает нажимной фланец 3, и диски
расходятся, растормаживая двигатель.
При выключении двигателя пружины 4
отжимают фланец 3 влево, включая тор-
моз и останавливая таким образом ротор.
По быстроте действия электромагнит-
ный тормоз превосходит все способы
Фиг. 507.
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.
Что касается недостатков этих тормозов, то они слагаются из недостатков
механической части фрикционного тормоза, особенно сказывающихся при частых
пусках и торможениях, и недостатков, присущих соленоидам вообще.
Г. Указания по расчету тормозов
Для расчета основных размеров тормоза необходимо прежде всего определить
величину тормозного момента Мт. Пусть Мс — момент всех сопротивлений в си-
стеме, отнесенный к тормозному валу; 0пр— суммарный момент инерции затормажи-
ваемых масс, приведенный к тому же валу; да — угловая скорость этого вала в момент
времени t; и ш0 — соответственно начальная и конечная угловые скорости; Т —
длительность периода торможения. Тогда уравнение движения тормозного вала
может быть написано в форме
(Л/м+О.Л4-Олр.^ш = 0, (55.1)
откуда
Г о., Т
J —J’ Mc-dt (55.2)
о о
Сопротивления трения можно принять неизменными для всего периода тормо-
жения, т. е. Мс = const. Тормозный момент изменяется в течение этого периода
по некоторому закону Mm = F(t), зависящему от конструкции тормозного устройства,
от системы управления и способа включения тормоза. Так как в последнем урав-
нении 0л/7 — const, то оно может быть написано в виде
7
= да0)Мс-Г. (55.3)
О
500
Муфты и тормозы
Для случая полного торможения, до останова, нужно принимать здесь <о0 = 0.
Зависимость M^ — F^t} может иметь весьма раличную форму (см., например,
фиг. 508).
Если Afmmax — наибольшее значение тормозного момента, то вводя обозначение
т
Мш ср ~ 7ИШ- dt = k' тах, (5а.4)
о
где всегда А < 1 и зависит от характера кривой Mm = F (I),
уравнение (55.3) можно написать также в форме
Мт ср • Т = 0,^(0)! — со0) — Мс • Г (55.5)
-Пл тгпп
или, подставляя сюда coj = <о0 =
- V„n (ni — п.)
Мтср = -^ пр .г-------------Мс. (55.6)
Если исходить при расчете Мтср или из суммарного числа пт оборотов
тормозного вала за время Т торможения и допустить, что
вала падает по линейному закону, то
<о, -р ш0 _ 4г.пт
&ср-Т= —Е-—°- Т = 2-м и отсюда Т =----------------
2 m ш, + ш(|
угловая скорость этого
(55.7)
«1 + «о
т.
Следовательно, равенство (55.6) принимает вид
я nJ — Иц
Мт ср = 1600“ 0Л₽ п~
г __ Ср
т max —
М.
®пр
T150I
Мс
k
(55.9)
Для торможения до останова,
е. ш0 = 0, п0 = 0, получается
"1
Мт ср ~ -jY5y- • — — Мс и
шах
Опп М
тгЛ-г- — —. (55.10)
1150 -k пт к ' '
— м~ - пр— п"} п
с~ 1150
(55.8)
4
Фиг. 509.
при каждом торможении лишь
И
«1 ~
Лт
Чтобы тормоз не получался без
надобности большим и тяжелым,
расчет его целесообразно вести,
исходя из значения Мт , так как
изменяется очень быстро, и /И„,тах имеет место
чрезвычайно короткое время.
Значения коэфициента k лежат в широких пределах, как показывают четыре
кривые на фиг. 508, построенные для тормозов различных конструкций. При
непрерывном нарастании Мт от 0 при 1 = 0 до Мт П1ах при t=T по линейному
закону коэфициент k равен 0,5. Поэтому, если при проектировании станка форма
кривой Мт = F (1) не известна из опытов (как
бывает на практике), можно принимать для расчета Мт шах по вышеприведенным
формулам значение k — 0,5 — как правило, с запасом.
это в большинстве случаев и
Тормозные устройства
501
Расчетный тормозный момент Мт или Мт тах обозначен везде в дальнейшем М.
а) Расчет тормозов конусных, дисковых и с упругим раз-
жимным кольцом или сегментами производится по тем же формулам,
которые служат для расчета фрикционных муфт аналогичных типов (стр. 483—490).
б) Расчет колодочных тормозов. Исследование показывает, что
давление распределяется по тормозной поверхности колодки неравномерно. Если
колодка скреплена с рычагом неподвижно (фиг. 509), то удельное давление на
тормозной поверхности подчиняется зависимости
Р = Ртах- sin (55.11)
где угол ® отсчитывается от линии 00t, как показано на схеме. Необходимые
конструктивные размеры колодки можно выбрать в таком случае на основании
зависимости
Al = jf-р-R2-b-dy = f • рта* ’R2 -b sin cp.rfcp, (55.12)
; Ti ¥1 у
т. е. '
) i М =/-pmax-/?2-6(cOSCp1 — COSCp2)^
: . ‘ ----(cos cpi — cos cp2). (55.13)
Здесь D — 2R — диаметр фрикционной поверхности;
b — рабочая ширина колодки;
/—коэфициент трения;
Ртах — наибольшее допускаемое удельное давление,
а значения <рг и ср, указаны на фигуре.
Так как обычно D и b — в мм, ар — в кг/см2, то
М = D2 • #(cos cpt — cos cp2) кгмм. (55.14)
Тормозное усилие Q найдется из условия (фиг. 509) . s. :”.*;-—т : .
Q.h. = Nx. е+ Fv-s — Fx • е= 0 (55.15)
или, так как Fx = f-N, Fy=f‘NXt
Q-h. — (e—f-s)Nx—f-e-Ny. ; v - (55.16)
Здесь
fl fl ?1
Nx = J dN' • sincp = | p-R-b-sm cp. tZcp=pmax./?.Z> sin2cp.tfcp;
. f i .
”1 f«
Ny — § dN' • cos cp = p-R-b- sin -
fi . . fc
os cp. dcp—pmax
fl
• R-b J sincp-coscp-rfcp.
(55.17)
Обозначим для краткости входящие сюда множители:
<fi fa
J Sin2 ср. rfcp = | 2? ~sin2? = 2 (?2 ~ ?1) - (sin 2?2 - sin 2?1) =
ft fi
“1 fj
C . , COS2 cp COS2 cp.-COS2 cp,
I sin ср-cos cp-rfcp =--=
fi fi ... ..
(55.18)
502
Муфты и тормозы
Так как, кроме того, согласно уравнению (55. 13)
п
Ртах • К- О - f.R(cos ?i_cos ?2) ,
то усилие Q определяется из уравнения (55. 16) в следующем виде:
Q = p-z---------------гf А-------------е- В\.
R (cos <f>! — cos <f>2) \ f-ti h J
(55.19)
Для колодки, укрепленной на рычаге поворотно, удельное давление на тормоз-
ной поверхности распределяется по иному закону, и соотношения получаются
отличными от приведенных выше,
ленточных
, легко
в) Расчет .
на стр. 486—487,
найти
У
Фиг. 510.
тормозов. Пользуясь методом, примененным
усилия, действующие в набегающем 7 (фиг. 510)
и в сбегающем 2 концах тормозной ленты. При
обозначениях фиг. 510 формулы (54. 54) примут
форму:
2М е’*
D ’ еВ_Х
о ___________L_
(55.20)
где М — тормозный момент;
/—коэфициент трения ленты о тормозный
шкив;
а — угол обхвата в радианах.
Если b — ширина ленты, то
нению (54.55) при г=1
, AM
D-'b = -у------.
f'a-Pcp
Здесь рср —среднее удельное
фрикционных поверхностях
ленты и изменяется
по урав-
(55.21)
на
давление различно в различных точках
выражается формулой (54. 49). Так как толщина 5 ленты
D
D — s
Это
рый
тельно с диаметром D тормозного шкива, то, принимая с
давление
тормоза,
по закону, кото-
очень мала сравни-
те 1, можно написать
ft
Р<? = Ра'е
(55.22)
Согласно формуле (54. 48) здесь
2Q-, 4.И 1 ,.гт,
Ра = -ftt = ~гЫ • ------• (55.23)
'° D-b В2-b gf’t _ j ' ’
Следовательно,
441 AM 1
/’max = Pa = • —^3^— 1 /’mln = Ро = jJTjy ‘ е/а _ { ’ (55.24)
и износ поверхности ленты будет больше на набегающем участке.
Лента проверяется на разрыв в опасном сечении ее, т. е. в наиболее слабом
сечении участка АВ (фиг. 510). Растягивающее напряжение
О,П‘1Х = s ' (55.25)
где Ьг— ширина ленты за вычетом отверстий под заклепки и пр., а $ — толщина
ее, не должно превышать примерно 1/3 предела текучести стали, из которой изго-
товлена лента. Сечение обшивки из прессованного асбеста, кожи и пр. в этом
расчете не принимается во внимание.
Тормозные устройства
503
Пользуясь найденными значениями Qx, Q2, легко установить величину усилия К,
необходимого для затягивания тормоза. Это усилие определяет размеры деталей
системы управления, типо-размер электромагнита, при ручном управлении — длину
и сечение тормозного рычага и пр. Величина К просто находится из условия
равновесия рычага. Например, при схеме по фиг. 510 (диференциальный тормоз)
— ^a + Q1-c1 + Q2-c2 = 0. (55.26)
Если считать моменты, действующие на рычаг, положительными, когда они
вращают рычаг в направлении вращения тормозного шкива, и отрицательными —
в противоположном случае, то условие равновесия можно написать в общем виде:
К-а+Q1-c1+Q2-с, = 0. (55.27)
2И
или иначе, если обозначить для краткости —= F:
К-а+ л (С1. е^+с2) = 0;
eJ — 1
отсюда .,
= ; (55.28)
eJ — 1
И
> ^2. К-а _ _ е + С1 . ~ е/я-1 ’ К-a = _ + 1 F • с2 е/я — 1 (55.29)
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 диферен-
циального тормоза по фиг. 510 при вращении тормозного вала по часовой стрелке:
К' • а = - F- > (55.30)
при вращении его против часовой стрелки и неизменных размерах сг и с2:
К"-а= (55.31)
F.' CJ • -4- -
Следовательно, отношение ——-------— больше или меньше единицы в зави-
А с2 • е}л -f- Ci
симости от отношения длин плеч с1г с2.
Усилие К для включения тормоза будет одинаково по величине и по напра-
влению при обоих направлениях вращения только при условии [см. (55. 30) и
(55. 31)]:
Ci-e/a + с2 = c2-efa 4- ср т. е. с2 = сх. (55.32)
Отход ленты от тормозного шкива при растормаживании должен составлять
примерно 1 мм (обычно — в пределах 1—3 мм). Необходимый для этого угол пово-
рота рычага проще всего определить графически.
Точно так же графически находится давление 5 на тормозный вал (см. построе-
ние на фиг. 510). Означениях коэфициента трения /было сказано выше (стр. 488).
Отечественные исследования показали, что для некоторых сортов фрикционных
материалов, имеющих в основе пропитанный асбест, коэфициент трения в процессе
торможения сильно понижается, например, с расчетного значения 0,33 до 0,15—
0,18. Не следует поэтому принимать для величины / верхние из указываемых зна-
чений.
504
Муфты и тормозы
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 -н 1,5) М.
Проверочный расчет спроектированного тормоза на нагрев весьма желателен.
Однако определение температуры работающего тормоза расчетным путем пред-
ставляет не преодоленные еще трудности. Поэтому в настоящее время поверку на
нагрев следует производить испытанием опытного образца на стенде в условиях,
возможно близких к экспоатационным.
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
1. ЭНИМС, Руководящие материалы по многодисковым фрикционным муфтам, М., 1943.
2. Блох 3. Ш., Расчет карданных передач, „Расчеты и проектирование сельскохозяйствен-
ных машин’. М., 1938.
3. Иванов Б. А., Соединения валов (муфты), Энциклопедический справочник „Машино-
строение", т. 2, Машгиз, 1948.
4. К о м и с с а р о в В. Н. и Тимофеев И. Я., Соединительные муфты, изд. ЭНИМС,
ОНТИ НКТП, 1936.
5. Комиссаров В. Н. и Тимофеев И. Я., Тормозы, изд. ЭНИМС, ОНТИ НКТН,
1936.
6. Л а в р е н т ь е в С. А., Исследование трения первого рода цилиндрических тел, Доклады
на Всесоюзной конференции по трению и износу в машинах, т. II, изд. АН СССР, М., 1943.
7. Лысов М. И, Карданные механизмы, Машгиз, 1945.
8. Решетов Д. Н.. Расчет деталей станков, Машгиз, 1945.
9. Р е ш е т о в Д. Н„ Проектирование самозажимных патронов, „Станки и инструмент"
№ 2/3, 1942.
10. Ростовцев И. А., Скорости включения кулачных муфт в цепи подач металлоре-
жущих станков, „Труды Всесоюзной конференции по станкостроению', т. II, Машгиз,
1946.
11. Ту рилов Г. И., Теория и графическое исследование муфты Ольд1 ема, „Труды МММИ
им. Баумана", вып. 4/1, Машиздат, 1935, или „Вестник инженеров и техников' № 5, 1936.
12. Чудаков Е. А., Совместная работа фрикционной муфты и сменной шестеренчатой
передачи, „Известия Академии Наук СССР, Отд. техн, наук' № 8, 1939.
13. А ч е р к а н Н. С., Расчет некоторых типов фрикционных муфт станков в связи с раз-
личными теориями распределения давления на рабочих поверхностях. „Труды Москов-
ского Станкоинструмевтального института им. И. В. Сталина', вып. 9, М. 1940.
ГЛАВА XI
МЕХАНИЗМЫ ДЛЯ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО
И ПЛОСКОГО ДВИЖЕНИЙ
§ 56. 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 долбежных,
в том числе и в зубообрабатывающих, относящихся к этой группе, в протяжных
станках, в ленточных и ножевочных пилах, в опиловочных станках и в станках,
работающих абразивной лентой (ленточно-шлифовальные, ленточно-полировальные
станки). Напротив, движения подач прямолинейны в большинстве типов станков;
в прямолинейном направлении производятся в большинстве случаев также устано-
вочные движения. Поэтому устройства, осуществляющие прямолинейное движение,
используются чаще в механизмах движения подачи и установочных, чем в механиз-
мах 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 по-
зволяют 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,
при выполнении гравировально-фрезерных работ. Такие движения осуществляются
в станках при помощи кулачков, различного рода копировальных устройств и
пантографов.
В кинематической цепи элемента, 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 ленты, движущейся
постоянно в одном направлении (ленточные пилы, ленточно-опиловочные, ленточно-
щлифовальные 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 ре-
версировать. Это может быть сделано при помощи механических или электроме-
ханических устройств, посредством реверсирования электродвигателя или, наконец,
посредством изменения направления потока масла, если реверсируемый элеме.нг
получает движение от гидропривода (см. гл. XIII). ..........
506
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
В соответствии со сказанным все механизмы для прямолинейного движения
можно подразделить на механизмы, требующие реверсирующего устройства, и ме-
ханизмы возвратно-поступательного движения.
Очень важное значение для автоматизации работы линий станков, целых цехов
и заводов имеют устройства, транспортирующие обрабатываемые детали от одного
станка к другому, большей частью — в прямолинейном направлении. Такого рода
транспортеры и конвейеры не остаются без влияния на конструкции обслуживаемых
имц станков; однако обычно они все же не являются нераздельной частью станка,
хотя могут быть тесно связаны с ним, и поэтому здесь не рассматриваются.
Основные данные, относящиеся к ним, приводятся в курсе „Подъемно-транспорт-
ные сооружения“.
В современных металлорежущих станках для прямолинейных переме-
щений используются следующие механизмы:
1) зубчатое колесо или зубчатый сектор-рейка;
2) червяк-рейка;
3) ходовой винт-гайка или гайка-ходовой винт;
4) кулак-рычаг или 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. Особенности перечисленных механизмов, определяющие
области применения их в станках, указаны ниже, в соответствующих параграфах.
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 находу 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 агрегатных
станков, но с каждым годом находит все более широкое применение также в стан-
ках многих других типов — алмазно-расточных, поперечно-строгальных, тяжелых
сверлильных, многошпиндельных токарных автоматах, зубофрезерных и резьбо-
фрезерных полуавтоматах (см. фиг. 24 и 25), приводных пилах и в других станках,
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
Зубчатое колесо или зубчатый сектор и рейка
507
действующими устройствами, не позволяет пока гидрофицировать цепи подач,
скорости которых должны быть строго согласованы со скоростями других движе-
ний в станке, как, например, цепи подач винторезных станков.
Гидравлические устройства для осуществления в станках поступательных дви-
жений рассматриваются подробно в курсе „Гидроприводы станков", остальные
механизмы рассмотрены в § 57—65, а также в гл. XIV, поскольку передачи прямо-
линейного движения используются также в системах управления, где отличаются
иногда некоторыми специфическими особенностями.
Очень важное значение при выборе варианта механизма прямолинейного движе-
ния для проектируемого станка имеют экономические показатели — стоимость из-
готовления или приобретения, эксплоатационные расходы, степень сложности ремонта,
наличие отечественных материалов, необходимых для изготовления механизма.
В ряде случаев именно эти показатели приобретают решающее значение для пред-
почтения определенного варианта всем другим.
§ 57. ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО ИЛИ ЗУБЧАТЫЙ СЕКТОР И 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 65—70 MjceK, т. е. примерно до
4000 м мин. Для 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 стола получается непостоян-
ной, и подача происходит рывками. Чтобы избежать этого нужна косозубая пере-
дача, шестерня и рейка должны быть нарезаны с очень высокой точностью, что
далеко не всегда экономически оправдывается.
Если наибольшая потребная длина хода мала, то нередко можно применить
вместо колеса зубчатый сектор в сопряжении с рейкой, как это часто делается
в приводе поперечных супортов токарных автоматов, в приводе шпинделя-ползуна
(штосселя) зубодолбежных станков.
Основное достоинство механизмов рассматриваемого вида — малое количество
деталей и сравнительная простота изготовления их. Из-за зазоров в зацеплении,
которые относительно больше, чем в паре винт — гайка, и биения шестерни эта
передача значительно уступает в отношении точности и плавности работы передаче
винтом 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 супортов 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 частью станка,
а последняя наряду с прямолинейным должна получать также вращательное дви-
жение, возможны два конструктивных решения: 1) круглая рейка или 2) втулка
с нарезанной на ней плоской рейкой, надетая 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 стан-
ков и встречается также в более новых моделях зубодолбежных станков.
При малой окружной скорости реечного колеса, порядка скоростей подачи,
передача чаще всего делается прямозубой. При более высоких скоростях приме-
508
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
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. 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. 146, 155 и 174),
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.
Два зубчато-реечных привода, расположенных по обе стороны станины, встре-
чаются также в станках средних размеров для обеспечения более плавного дви-
жения, например, револьверного супорта.
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 типа СЧ 24-44 или СЧ 21-40 по ГОСТ В 1412-42. Этот именно материал
и используется для изготовления зубчатого колеса и рейки стола многих продольно-
строгальных станков. В последние годы для этих деталей применяют также моди-
фицированный чугун (см. стр. 133). Некоторые заводы изготовляют реечное ко-
лесо и рейку продольно-строгальных станков из сталистого чугуна или из кованой
стали типа 35 или 45 по ГОСТ 1050-41, подвергая ее термическому улучшению
с отпуском до Ив — 230-^-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 сталями, нередко — легиро-
ванными Cr, Ni, Mo, Va.
Применение в подобных случаях азотированной стали, как это делают некото-
рые американские фирмы, совершенно не обосновано, так как в очень тихоходных
передачах не используется главное достоинство азотированных сталей — их высокая
износостойкость.
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 -секций), в зави-
симости от ее длины и имеющегося на заводе оборудования. Нужно при этом
иметь в виду, что существующие станки позволяют в большинстве случаев фрезе-
ровать зубья на секциях длиной только до 1000—1200 мм', более крупные рейко-
нарезные станки встречаются на станкозаводах редко. Поэтому длинные рейки про-
дольно-строгальных, токарных и других станков никогда не делают цельными.
Для примера на фиг. 511 изображена одна из четырех секций рейка продольно-
строгального станка 1000X3000 мм отечественной конструкции. •
Короткие рейки поперечных супортов токарных многорезцовых станков, авто-
матов и полуавтоматов, рейки подачи шпинделя сверлильных станков н т. д. изго-
товляются цельными. Рейки подачи сверлильных шпинделей сверлильных и расточ-
Зубчатое колесо или зубчатый сектор и рейка
509
пых станков обычно нарезают непосредственно на шпиндельной втулке (фиг. 512,
деталь сверлильного полуавтомата). Аналогичное решение применяют также при
конструировании шпиндельных втулок (пинолей) фрезерных станков и в приводе
шпинделя ползуна (штосселя) зубодолбежных станков (фиг. 513, разрез су-
Фиг. 511.
порта зубодолбежного станка модели 514). Иногда рейки нарезают непосред-
ственно и на других деталях станков, например на нижгих салазках супортов
револьверных станков и автоматов. В подобных случаях' зубья рейки должны
быть рассчитаны по понятной причине с повышенным за-
пасом прочности и достаточной износостойкостью.
Крепление рейки к соотве1ствующей детали
производится обычно винтами, и положение
руется контрольными штифтами.
В большинстве продольно-строгаль-
ных станков рейка укреплена вдоль оси
симметрии стола, на одинаковых рас-
стояниях от обеих направляющих. Иногда
применяют привод на две рейки также
при небольшой ширине стола (фиг. 514)
или смещают рейку к передней направляю-
щей станины, исходя из того, что работа
чаще производится на передней поло-
вине стола, ближайшей к фронту станка;
понятно, что при таком расположении
рейки ухудшаются условия работы стола,
когда приходится строгать, используя
также его заднюю половину.
Фиг. 512.
станка
ее фикси-
Фиг. 513.
Конструкция реечного зубчатого колеса не требует особых пояснений. Диаметр
реечного колеса продольно-строгальных станков стараются делать по возможности
большим — не менее 600 — 700 мм — с целью уменьшения егО числа оборотов
в минуту и увеличения коэфициента перекрытия зацепления. Ширина венца этих
колес нередко доходит до (20-3-25) m 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 корригировать, чтобы избежать
подрезания зубьев реечного колеса.
510
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Фиг. 514.
55*4
а)
Вал электро-
Фиг. 515.
Зубчатое колесо или зубчатый сектор и рейка
511
На фиг. 515—517 приведено несколько примеров конструкций привода прямо-
линейного движения с помощью реечной передачи.
На первой из них изображен привод продольно-строгального станка отече-
ственного завода. Все колеса этого механизма — косозубые. Осевых давлений на ва-
Фиг. 516.
лах можно избежать соответственным подбором углов спирали зубьев колес (см.
стр. 262). Направление наклона зубьев рейки выбирается с таким расчетом,
чтобы боковое давление на нее было противоположно боковому давлению резца
на стол: это выравнивает, по крайней мере частично и для большинства случаев
обработки (подача — от рабочего), давления на обе направляющие стола и таким
образом способствует одинаковой долговечности их.
Некоторые станкозаводы изготовляют косозубыми все колеса этого привода
за исключением реечного, которое имеет прямые зубья. Это объясняется главным
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.
512
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
При составлении рейки из двух отдельных косозубых реек, соединенных по
продольному стыку, трудно гарантировать равномерное восприятие тягового усилия
обеими половинами зуба. Тем не менее встречаются и такие конструкции рейки,
например в некоторых моделях продольно-строгальных станков.
В приводе стола продольно-строгального станка, изображенном на фиг. 514,
применены две реечные передачи с прямым или с косым зубом. Понижение обо-
ротов от электродвигателя к реечным колесам осуществлено здесь с помощью
двух червячных передач. На фиг. 516, а изображена схема, а на фиг. 516, б кон-
структивное выполнение привода подачи шли-
фовальных бабок плоскошлифовального по-
луавтомата. Как видно из второй фигуры,
левая бабка соединена через предохрани-
тельную пружину (буфер) 2 со штоком
поршня 7 и таким образом получает быстрое
или медленное движение подачи непосред-
ственно от гидросистемы станка. На штан-
ге 5, скрепленной с этой бабкой посред-
ством гайки 4 и кронштейна 3, сидит непо-
движно в осевом направлении втулка 6 с рей-
кой 7; последняя постоянно сцеплена с зуб-
чатым колесом 8, свободно вращающимся
на неподвижной оси. С этим колесом по-
стоянно сцеплена вторая рейка 9, прикре-
пленная снизу к салазкам правой шлифоваль-
ной бабки. Таким образом, обе бабки пере-
мещаются всегда с одинаковой, но противо-
положной по направлению скоростью подачи.
Фиг. 517.
Сходный по идее конструктивный принцип используется довольно часто в при-
воде подач супортов токарных полуавтоматов; прямс.'-.инейное движение рейки пре-
образуется во вращательное движение зубчатого колеса, а это движение — в прямо-
линейное движение второй рейки, горизонтальной, наклонной или вертикальной.
Если сделать при этом зубчатое колесо достаточно широким, то оно может пере-
давать движение одновременно нескольким рейкам, произвольно расположенным
в несколько плоскостях. Эта возможность используется особенно часто в меха-
низмах управления станков (гл. XIV).
Типичный пример реечной передачи, в которой ведущим элементом является
не полное зубчатое колесо, а сектор, представлен на фиг. 517, схематически
изображающей механизм подачи переднего, заднего и вертикального супортов одно-
шпиндельного токарного автомата. Такое решение уместно во всех случаях, где
длина хода прямолинейно движущейся части станка мала.
Г. Указания по расчету реечных передач
Проверочный расчет зубчатого колеса и рейки производится по формулам,
известным из курса „Детали машин".
Тихоходные реечные передачи, подобные встречающимся в приводах подач
токарных, револьверных, горизонтально расточных, сверлильных и некоторых дру-
гих станков, рассчитывать на износостойкость нет надобности, и для них доста-
точно ограничиваться проверкой прочности зуба колеса.
Как упоминалось выше, число зубьев реечного колеса получается иногда по
условиям располагаемого места малым —12, 11 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 йд = 20°;
2) применением косого зуба; при значении а = 20° практическое предельное
Червяк и рейка
513
число z'w.n зубьев колеса, при котором еще не получается вредного подреза, опре-
деляется в зависимости от угла 13 наклона зубьев следующим образом:
z^in= 14 13 12 11 10 9 8 7
р = 0° 13° 19= 23° 28° 32° 35° 39°;
комбинируя наклон зубьев со смещением профиля, всегда можно сделать число
зубьев реечного колеса достаточно малым без того, чтобы угол [3 получился слишком
большим, а осевое давление чрезмерным;
3) увеличением угла а: при а=25° z'min — 9, при а=30° д'т1п = 7. Однако
необходимость в нестандартном зуборезном инструменте делает этот способ
экономически оправданным лишь при достаточно большой серии станков.
Усилия, необходимые для расчета реечной передачи, определяются согласно
указаниям § 11.
§ 58. 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
несколько пар зубьев. Также и
реверсирование происходит при
этой передаче более плавно, так
как в отличие от приводов, опи-
санных в предыдущем параграфе,
здесь отсутствуют реверсируемые
колеса большого диаметра. Под-
бирая соответствующим образом
число заходов червяка и число
его оборотов в минуту, можно
при помощи червячно-реечной пе-
редачи осуществлять и низкие
скорости движения, необходимые
для подач, и сравнительно вы-
сокие.
Червяк, работающий в сопряжении с рейкой, изготовляется большею частью
из стали типа 45, подвергаемой термическому улучшению и отпуску, из хромистой
Фиг. 519.
стали типа 15Х или 20Х, цементуемой и закаливаемой, много peace—из каче-
ственной бронзы. Материалом для рейки служит обычно антифрикционный чугун,
реже — сталь в паре с бронзовым червяком. В некоторых станках рейка — бронзо-
вая и работает со стальным червяком. Опыт показал хорошую износостойкость
такого сочетания материалов при тяжелых условиях работы передачи.
В станках применяются 'червячно-реечные передачи двух типов: с прямозубой
или косозубой рейкой обычной формы (фиг. 518) или с червячной рейкой
(фиг. 519). Условия работы передач второго типа, где контакт происходит ио
565
33 Ачеркан Н. С.
514
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
всей поверхности витков (теоретически), значительно благоприятнее, чем передач
с обычной рейкой, с точечным контактом витков червяка и зубьев рейки. Прак-
тически эти различия несколько сглаживаются неизбежными погрешностями обра-
ботки в передачах с червячной рейкой и деформациями поверхностей в зоне
контакта — в передачах с обычной рейкой.
Рейки обычного типа, используемые в рассматриваемых передачах, ничем не
отличаются от тех, которые работают в сопряжении с зубчатым колесом (см. выше).
Червячная рейка представляет собой как бы часть длинной гайки; поэтому при
отсутствии специального станка для нарезания червячных реек их можно изго-
товлять следующим образом: в заготовке, имеющей форму, изображенную на
фиг. 520, нарезают внутреннюю резьбу требуемого шага и затем разрезают ее
по диагоналям как показано на фигуре, получая таким образом четыре секции
рейки.
Пример червячно-реечного привода приведен на фиг. 521, изображающей
привод стола двухстоечного четырехсупортного продольно-строгального станка
модели 724 (1500X4000 мм). Передача от двигателя 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. 522). От
червяка 4, приводимого непосредственно от электродвигателя, вращение передается
червячному колесу 6, внутри которого свободно сидят на осях сателлиты 5. Они
вращают центральное зубчатое колесо 7, заклиненное на валу 8. На этом же валу
сидит на шпонке длинное цилиндрическое зубчатое колесо 3 (z—41, т=5 мм.)
Ходовой винт и гайка
515
постоянно сцепленное с колесом 2 (z = 42, /п=5 мм), на котором нарезана одно-
заходная червячная резьба модуля 10 мм. Таким образом деталь 2 представляет
тдд собой одновременно зубчатое колесо и червяк, сцепляющийся
—и с червячной рейкой 7. При такой конструкции отпадает необхо-
! । димость в отдельном зубчатом колесе на валу червяка 2, но
/ i витки и зубья червяка-колеса ослабляются перерезывающими
Фиг. 522.
их канавками, и рабочие поверхности их, несущие нагрузку, получаются умень-
шенными.
§ 59. ХОДОВОЙ ВИНТ И ГАЙКА
А. Общие положения. Области применения в станках
Основными достоинствами пары винт — гайка, обусловившими чрезвычайно широ-
кое использование их в станках самых различных типов, являются высокая
точность осуществляемых ею перемещений, и возможность большого понижения
скорости (редукции). Именно по этим причинам передача винт — гайка (в даль-
нейшем для краткости „винтовая передача") применяется во всех тех механизмах
подачи станков, а также в тех установочных устройствах, которые должны обеспе-
чивать высокую точность и равномерность перемещений, как, например, в высо-
коточных винторезных и в резьбошлифовальных станках. Другие достоинства
этой передачи — плавность и бесшумность работы, легкость обеспечения самотор-
можения, возможность передачи винтом и гайкой очень больших усилий. При
надобности, применяя винты с большим шагом резьбы или сообщая винту высо-
кое число оборотов, можно использовать винтовую передачу также для быстрых
перемещений. Некоторый недостаток этой передачи — сложность изготовления ходо-
вых винтов большой 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 исполь-
зуется для осуществления главного движения редко.
В механизмах подач станков винтовая передача находит, как упоминалось,
очень широкое применение, являясь почти незаменимой в тех случаях, когда тре-
бования к точности непрерывной или периодической подачи характеризуются сотыми
или тысячными долями миллиметра. Не менее распространена эта передача в меха-
516
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
низмах для установки салазок, супортов, столов и специальных приспособлений:
применяя 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, шлифоваль-
ных, строгальных и многих других станках встречается го три, четыре и более
передач этого вида.
Возможность большого понижения скорости обусловила применение передачи
посредством винта и гайки также в таких механизмах подачи, от которых не тре-
буется особенно высокая точность и равномерность движения, как например,
в приводе стола обдирочно-фрезерных станков. Для механизмов подачи станков,
предназначенных для чистовой обработки, передача этого рода является особенно
подходящей, так как позволяет получить высокую плавность подачи и постоянство
ее скорости, от чего сильно зависит чистота обработанной поверхности.
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
станков. 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 в последние
годы, например, в приводе супортов токарных станков для обработки коленчатых
валов и зубофрезерных станков, представляет особенный интерес потому, что позво-
ляет бесступенчато изменять число оборотов ходового винта в широких границах.
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 Д01-2 рекомендуются следую-
щие материалы для ходовых винтов станков:
а) Для винтов, не подвергаемых окончательной термической обработке на вы-
сокую твердость, — среднеуглеродистые стали с аь > 60 кг/мм2. Этому условию
удовлетворяют стали 45 и 50 нормального состава, сталь 45 с РЬ 0,15 до О,5О°/0
и автоматная сталь А40.
б) Для ходовых винтов высокоточных станков — инструментальные углеро-
дистые 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 HRc =
= 50-4-56, и сталь 65Г для получения твердости 77^ = 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. В одном случае ходовой винт длиной
1100 мм, изготовленный из углеродистой инструментальной стали, вышел из строя
через 8 месяцев вследствие чрезмерного износа резьбы, тогда как такой же азоти-
рованный винт того же станка, продолжавшего работать при прежних условиях
использования, не обнаружил никаких следов износа после 17 мес. работы. Так
как деформации шага и диаметров резьбы в результате азотирования вполне зако-
номерны, они могут быть учтены заранее, при нарезании резьбы. Несмотря на эти
Ходовой винт и гайка
517
большие преимущества азотированных ходовых винтов, распространения в станках
они пока не получили. То же относится к хромированным ходовым винтам.
В зависимости от марки стали и желаемой твердости ходовой винт подвергают
улучшению или закалке с отпуском. В последнее время делается много попыток
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 обра-
ботки винта, его подвергают
естественному или чаще искус-
ственному старению. Например,
после черновой токарной обра-
ботки и предварительного наре-
зания резьбы винт нагревают при
200 — 250° в течение 20—30 час.
Фиг. 523.
Винты из высокоуглеродистой стали подвергают для этого нормализации и дву-
кратному старению. Некоторые заводы применяют для высокоточных ходовых вин-
тов искусственное старение путем кипячения в воде при 80—100° в течение
24 час., многократное кипячение с промежуточным охлаждением в воде и т. д.
Гайки ходовых винтов изготовляют чаще всего из оловянистых бронз типов
ОЦС6-6-3, ОЦС4-4-17, ОЦС5-7-12, из алюминиевожелезистых бронз БАЖ по нор-
мали станкостроения МТ31-2 (для закаленных винтов) и др. Гайки для ходовых
винтов 3-го и 4-го классов (см. стр. 518) можно с успехом делать из антифрик-
ционного чугуна.
.С целью уменьшения расхода бронзы гайки ходовых винтов делают иногда
биметаллическими, в виде стального или чугунного (СЧ 15-32 или СЧ 18-36) кор-
пуса, залитого бронзой центробежным способом. Конструкция по фиг. 523, а
проще в обработке, но расход бронзы в этом случае больше, чем в конструкции
по фиг. 523, б; поэтому первую из них целесообразно применять лишь при малом
шаге резьбы, примерно до 4 мм. Опыт наших станкозаводов в отношении биметал-
лических гаек (конструкции лауреата Сталинской премии инж. Н. С. Федина)
оказался вполне благоприятным.
В винтовых передачах для быстрых перемещений часто применяются гайки,
залитые баббитом (см. стр. 525).
В. Точность резьбы ходовых винтов. Технические условия
на ходовые винты и гайки
В зависимости от функции, выполняемой в станке передачей посредством ходо-
вого винта и гайки, к точности этой передачи предъявляются весьма различные
требования. Наиболее высоким требованиям должны удовлетворять ходовые винты
и гайки механизмов подачи станков для изготовления точных резьб — высокоточ-
ных токарно-винторезных и резьбошлифовальных — и установочные винты коорди-
натно-расточных станков.
Основными условиями точности перемещений, осуществляемых парой винт —
гайка, 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 точ-
ности перемещений, высокая точность шага резьбы ходового винта и гайки не
обязательна: погрешности шага могут быть компенсированы специальным коррек-
ционным устройством. Однако такие устройства осложняют конструкцию меха-
низма подачи (стр. 529), трудоемки и дороги; поэтому в большинстве случаев
стараются обойтись без них за счет нарезания резьбы ходового винта со степенью
518 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
точности, сообразованной с технологическими условиями на точность обработки
изделий на данном станке.
Точность шага ходового винта характеризуется часто несколькими цифрами,
указывающими наибольшие предельные погрешности шага между двумя соседними
витками на длине 25, 100 и 300 мм и на длине 1000 мм либо на полной длине
винта. Некоторые заводы руководствуются при нарезании коротких ходовых вин-
тов допусками, установленными для метчиков (например, в станках для нарезания
точных гаечных резьб, применяемых в самолетостроении).
Биение резьбы ходового винта относительно его цилиндрических шеек влечет
за собой срабатывание резьбы гайки и появление игры в резьбе, поэтому оно
должно быть ограничено узкими пределами.
Согласно упомянутой (стр. 516) нормали станкостроения Д01-2 для ходовых
винтов установлено в зависимости от их назначения и обусловленных им эксплоата-
ционных требований пять классов точности: 0-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
наружного диаметра—в табл. 15.
Таблица 14
Ходовые винты класса Наибольшие допускаемые отклонения шага в мк Наибольшие допускаемые откло- нения в минутах каждой из поло- вин угла профиля резьбы при величине шага в мм
в преде- лах одного шага Наибольшая накопленная ошибка шага
на длине на каждые след. 300 мм длины до- бавляется на всей длине винта 3-5 6—10 12 - 20
25 .и.и 100 мм. 300 мм
0 ± 2 2 3 5 1 8 12 10 8
1 ± 3 5 6 9 3 20 15 12 10
2 ± 6 9 12 18 5 40 20 18 15
3 + 12 18 25 35 10 80 30 25 20
4 ±25 35 50 70 20 150 Ограничиваются величи- ной допуска на средний диаметр
Таблица 15
Ходовые вииты класса Наибольшие допускаемые отклонения в мк по овальности на среднем диа- Наибольшее допускаемое биение в мк по окруж- ности наружного диаметра (при проверке в центрах)
метре при величине шага в мм при длине винта в м
3-5 6—10 12-20 <1 св. 1 до 2 св. 2 до 4 си 4 до 6
0 3 4 5 20 40
1 5 6 7 40 60 — —
2 7 8 10 80 100 150 200
3 10 12 15 120 150 200 300
4 15 18 20 200 250 300
Ограничение отклонений по овальности имеет основной це."ыо предупредить
чрезмерно быструю потерю точности винтовой пары вследствие местного износа
резьбы.
Эта же нормаль устанавливает на средний, наружный и внутренний диаметры
резьбы винта допуски, равные соответствующим допускам трапецоида шной резьбы
степени точности m по ОСТ 7714.
Для гаек ходовых винтов нормаль Д01-2 рекомендует назначать допуски по
наружному и по внутреннему диаметрам резьбы в соответствии со степенью точ-
Ходовой винт и гайка
519
ности М по ОСТ 7714, а по среднему диаметру — согласно табл. 16, причем
отклонения по этому диаметру — в плюс от номинального размера.
Таблица 16
Гайки к ходовым винтам класса Наибольшие допускаемые отклонения в мк по среднему диаметру при величине шага в мм
3-5 | 6—10 12—20
0 50 60 70
1 55 65 75
2 65 75 85
3 85 100 120
4 100 120 150
Для того чтобы возможно было установить гайку в корпусе с необходимой
точностью, нормаль предусматривает также дополнительные допуски на овальность
и конусность резьбы гайки: величина внутреннего диаметра резьбы в произвольном
сечении, перпендикулярном оси резьбы, не должна отличаться от величины этого
диаметра во всяком другом сечении более, чем на величину допуска посадки At
для гаек ходовых винтов 0-го, 1-го и 2-го классов, А—для гаек 3-го класса,
Ааа — для гаек винтов 4-го класса.
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 поло-
жения винта во время вращения в одну и в другую сторону (отсутствие торцевого
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
постоянство температуры станка и нарезаемого винта.
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 трапецоидального профиля с углом профиля 30° (в американских станках
применяется угол 29°). По сравнению с прямоугольной резьбой трапецеидальная
имеет ряд преимуществ: а) обработка ее проще, трапецеидальную резьбу можно фре-
зеровать и шлифовать, что невозможно для прямоугольной; б) замыкание разъемной
маточной гайки на трапецеидальной резьбе легче, чем на прямоугольной; при пол-
ной (по всей окружности) резьбе маточной гайки ее вообще нельзя было бы
разомкнуть или сомкнуть на винте с прямоугольной резьбой; в) трапецоидальная
резьба относительно прочнее прямоугольной благодаря тому, что она имеет боль-
шую поверхность основания. 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.
520
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Диаметр ходовых винтов колеблется в очень 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 станках ходовые винты диаметром от 20 до 60 мм. Диаметр выбирается кон-
структивно по аналогии с существующими станками сходного назначения и типа
из ряда значений, предусмотренных ОСТ 2410. Правильность выбора диаметра
проверяется затем расчетом (стр. 533).
Нередко сначала выбирают или определяют путем кинематического расчета
лаг х резьбы ходового вита, после чего, пользуясь стандартом ОСТ 24-10 тра-
пецеидальных резьб, назна-
чают диаметр резьбы.
Резьба ходовых винтов
в большинстве случаев пра-
вая. Левую резьбу винты
имеют иногда лишь в тех
случаях, когда ими поль-
зуются также для руч-
ных перемещений или толь-
Фиг. 524. ко для них, так как при вра-
щении рукоятки или махо-
вичка, связанного с винтом, вправо (по часовой стрелке) перемещаемая деталь
должна подаваться вперед, приближаясь к обрабатываемой заготовке. Поэтому,
например, винт поперечной подачи каретки и винт шпинделя задней бабки (пиноли)
токарного станка имеют за редкими исключениями левую резьбу (см. стр. 647).
2. Конструкции составных ходовых винтов. Длинные ходовые
винты приходится обычно делать составными. Предельная длина винта, который
может быть изготовлен цельным, зависит от местных условий производства, в част-
ности от размеров имеющихся токарных и резьбонарезных станков. Некоторые
станкозаводы делают цельными винты длиной до 16—18 м или составляют их из
частей такой длины; однако в большинстве случаев их изготовляют составными из
двух или более частей уже' при длине свыше 6—8 м.
Выбирая то или другое решение даже при наличии станков для нарезания длин-
ных винтов, нужно иметь в виду, что избежать деформирования ходового вин-iа
длиной больше примерно 10 м при его транспортировке почти невозможно; поэтому
нередко ходовой винт делают составным именно из этого соображения.
Соединение отдельных частей винта может быть сконструировано различными
способами — посредством резьбы, поперечных штифтов, шпонок, иногда — комби-
нацией резьбы и сварки. Примеры выполненных конструкций показаны на фиг. 524
(соединение резьбой и двумя коническими штифтами), на фиг. 525 (резьба, шпонка
и штифт), на фиг. 526 (резьба и сварка) и на фиг. 527 (ходовой винт тяжелого
токарного станка модели 116, соединение посредством проставки). Соосность соеди-
няемых частей винта, непрерывность резьбы и правильность шага на стыках дости-
гаются соответствующим построением технологического процесса. Ослабление винта
Ходовой винт и гайка
521
в местах соединения его частей и понижение жесткости компенсируется некоторым
увеличением диаметра составного винта по сравнению с цельным,
3. Опоры ходовых винтов. Опоры 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
долговечностью. Упорные подшипники должны быть расположены так, чтобы на-
девание винта от трения в гайке не вызывало в нем опасных тепловых напряже-
ний и потери 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 § 51. Различие, однако, заключается в том, что ходовые винты
вращаются значительно медленнее главных шпинделей, их опоры нагружены меньше,
и благодаря этому они меньше по габаритам и конструктивно проще опор шпин-
делей.
В опорах ходовых винтов применяются подшипники скольжения и качения,
причем нередко 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. 351,
детали 1 — 4).
В большинстве случаев ходовые винты весьма тихоходны и поэтому монтируются
в двух подшипниках скольжения простейшей формы — цельных втулках из бронзы
или антифрикционного чугуна (ср. фиг. 351 и сл.). С успехом можно пользоваться
для этой цели также радиальными шариковыми или игольчатыми подшипниками.
Для восприятия осевых усилий применяют упорные шарикоподшипники повышенной
точности или подпятники скольжения. В высокоточных станках пользуются лишь
последними, так как, притирая шайбы приемами, применяемыми при изготовлении
плоскопараллельных концевых мер длины (плиток), можно добиться пренебрежимо
малой осевой игры ходового винта. Иногда в таких станках применяют подпятники
специальной конструкции (см. ниже).
По причинам, аналогичным указанным на стр. 412, 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 иногда более выгодное расположе-
ние подпятников затрудняет сборку. В подобных случаях винт должен быть про-
верен расчетом на устойчивость (стр. 535).
Короткие винты подач, винты управления и установочные нередко имеют только
одну опору; роль второй играет у них гайка. Примеры конструкций опор ходовых
винтов приведены на фиг. 528—531.
522
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
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 к шпиндель-
ной бабке станка.
В конструкции по фиг. 529 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. 530. Здесь осевое усилие,
Фиг. 528.
Фиг. 529.
действующее на винт, воспринимается плоскостью соприкасания заплечика 3 с шай-
бой 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 рисунка.
Фиг. 530.
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
чрезвычайно 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. 528, но с особо высокой точностью, либо при-
менением опор специальных конструкций. На фиг. 531 показано для примера реше-
ние, примененное заводом „Калибр11. 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 температу-
рой, 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. § 53).
Ходовой винт и гайка
523
4. Конструктивные способы уменьшения деформаций изгиба
ходовых винтов.
Деформации изгиба ходовых винтов могут быть уменьшены одним из следующих
способов (или комбинированием их): а) увеличением жесткости опор; б) целесо-
образным расположением винта относительно
ведомой им части станка; в) применением под-
держек.
а) Жесткость подшипников скольжения тем
больше при прочих одинаковых условиях, чем
больше отношение длины подшипника к его
внутреннему диаметру; целесообразно поэтому
принимать это отношение возможно большим
(см. стр. 416). Способы увеличения жесткости
подшипников качения были рассмотрены в § 53.
б) В высокоточных винторезных стан-
ках для инструментальных работ, для наре-
Фиг. 532.
зания 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.
Фиг. 533.
К среднему расположению ходового винта между направляющими прибегают
очень часто также в тяжелых токарных станках для артиллерийского производства
и почти всегда в продольно-строгальных, фрезерных, трубонарезных и других
станках. В последнее время наблюдается тенденция к такому расположению ходо-
вого 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. 532 полусхематически показана конструкция поддерживающей втулки,
примененная в быстроходном токарном станке. Втулка 3 закреплена винтами в фар-
524
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
длиной или большей частью ее. Такого
Фиг. 534.
туке 1 станка и снабжена вырезом для гайки 2, связанной с кареткой су-
порта.
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
рода поддержки применяются главным обра-
зом в станках с длинными, тяжелыми
ходовыми винтами и валами. Для примера
на фиг. 533 показано устройство под-
держек ходового винта и валов тяжелого
токарного станка модели 116. Длина хо-
дового винта составляет здесь больше
15 м, диаметр 70 мм. Как видно из фи-
гуры, этот винт покоится на деревянных
подкладках, уложенных на кронштейнах,
которые приболчены к станине. На этой
же фигуре видно также устройство откид-
ных поддержек.
Недостатком этого вида поддержек
является то, что гайка ходового винта
должна быть неполной. Этот недостаток
компенсируется по возможности увеличе-
нием длины гайки, что позволяет сделать удельное давление на поверхности ее
витков не большим, чем у полной гайки.
Чаще непрерывных применяются поддержки в виде кронштейнов или полупод-
шипников, установленных под винтом вдоль станины на расстоянии от 1500 до
Фиг. 535.
3000 мм друг от друга. При неполной гайке эти поддержки могут быть прикре-
плены к станине неподвижно. Если гайка — полная, то при проходе над поддержкой
супорта поддержка отжимается кареткой вниз или внутрь станины и затем
снова возвращается на место под действием груза (фиг. 533) или пружин (фиг. 534'1.
5. Ходовые винты для быстрых перемещений. Для быстрых пере-
мещений супортов в некоторых токарно-винторезных станках, а еще чаще в резьбо-
нарезных 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. 535, которая представляет устройство для быстрых
перемещений продольного супорта револьверного станка модели 1А36.
Ходовой винт и гайка
525
На винте 8 (фиг. 535), показанном отдельно на фиг. 536, между бобышками 9
и 12 корпуса 13 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 трапецеидального профиля, в которую входит
с зазором кулачок 3, соответственно 7. Кор-
пус 13 привинчен к каретке револьверного су-
порта. На валике 6, поворотно укрепленном
в бобышках 9 и 12, закреплены винтом рычаг 2
и шпонкой вилка 5; регулировочными винта-
ми 4-—4 вилка упирается в кулачки 3 и 7.
При повороте рычага 2 вправо (на левой
проекции фиг. 535) валик 6 и вилка 5 также
поворачиваются вправо, кулачок 3 вжимается
в выточку гайки 10 и затормаживает ее. Винт 8,
Резьба правая и пеиая
Л—левая резьба
П— правая резьба
Обе резьбы Пи fl
смещены но &J"
непрерывно вращающийся в одну сторону, сооб-
щает невращающейся теперь гайке 10 посту-
пательное движение назад, от передней бабки
станка. Так как эта гайка прижата торцем
к бобышке 9, то вместе с ней будет переме-
щаться назад корпус 13 и продольный супорт
станка.
Острые края на резьбе
притупить
Как только рабочий отпустит рукоятку, Фиг. 536.
поворачивающую рычаг 2 быстрого хода, пру-
жинный штифт 1 возвратит рычаг 2 и валик б в среднее положение, кулачок 3
растормозит гайку 10, она начнет вращаться вместе с винтом 8, и быстрое перемеще-
ние супорта прекратится.
Фиг. 537.
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. 537, а и б показана конструкция устройства для быстрых холостых
перемещений супорта токарно-винторезного станка. Весь механизм расположен на
задней стороне станка (фиг. 537, б), спереди находится лишь рукоятка управления.
526 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Винт 7 с двойной резьбой большого шага приводится здесь от отдельного электро-
двигателя. По принципу работы механизм одинаков с предыдущим, но конструктивно
отличается от него тем, что затормаживание гаек 2 и 3 соответственно левого
if 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. 537, 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 передач
этого назначения, и невысокой точностью, которая здесь требуется.
В последнее время наблюдается тенденция к отказу от механизмов с ходовым
винтом большого шага, что объясняется сравнительно быстрым износом гаек таких
винтов, и к замене этих меха-
низмов независимым приводом
быстрого хода от отдельного
реверсивного электродвигателя.
Фиг. 538.
6. Конструкции гаек ходовых винтов. Гайки ходовых винтов делаются
в большинстве случаев неразъемными. Разъемные маточные гайки, позволяющие
разъединять гайку и винт, находят применение главным образом в токарно-винто-
резных станках с ходовым валом, реже в некоторых других станках, имеющих
наряду с винтовой передачей также другой механизм подач.
а) Неразъемные гайки. Гайка простейшей конструкции, изображенная на
фиг. 538, 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 — простота, деше-
визна, а также некоторая возможность самоустановки (в одной плоскости).
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 регу-
лирование производят перемещением лишь второй части гайки. Очень распростра-
ненная конструкция с клином показана на фиг. 539. Для устранения игры в резьбе
отпускают винт 1 и завертывают винт 2 до тех пор, пока клин 3 не Отодвинет
левую часть гайки до устранения игры; после этого снова затягивают винт 7.
На фиг. 540 показано устройство для регулирования осевой игры в винтовой
передаче стола зубоотделочного (шевинговочного) станка модели 571Б. Мертвый ход
в резьбе уничтожается при помощи гильзы 3, снабженной внутренней резьбой,
которой отвечает наружная резьба на подвижной гайке 2. Гильза упирается своим
торцем в гайку 7, закрепленную в столе станка, поэтому при вращении гильзы 3
Ходовой винт и гайка
527
гайка 2 получает осевое перемещение. Замок 5 и ви^т 4 фиксируют гильзу и вместе
с ней гайку 2 в установленном положении.
Непрерывная автоматическая выборка мертвого хода между резьбами ходового
винта 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
ио подаче.
На дальнейших фигурах
показаны примеры таких кон-
струкций гаек ходовых вин-
тов, при которых обеспечено
автоматическое устранение
(выборка) игры в резьбе.
Одна из простейших кон-
струкций изображена на фиг.
541, не требующей пояснений.
Также и в гайке по фиг. 542
Фиг. 540.
мертвый ход в резьбе выбирается
пружиной, ко-
торая давит на торец рейки 4, сцепленной с зубьями гайки 3. На торце этой
гайки нарезаны пологие зубцы, упирающиеся в такие же зубцы гайки 2, скреплен-
ной со столом 7 фрезерного станка. Стремясь повернуться, гайка 3 скользит своими
торцевыми зубцами по зубцам гайки 2 и смещается вправо до полного устранения
игры в резьбе маточной гайки 3—2.
Устройство на фиг. 543 работает автоматически под влияние.м переменных уси-
лий, действующих в различные периоды рабочего цикла станка. Как видно из фи-
гуры, маточная гайка укреплена в салазках стола и состоит из двух частей 7 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; см-
стр. 265). В свою очередь зубья, нарезанные на цилиндрической (верхней на фи-
гуре) 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 7 и 2 в противоположных направлениях, со-
здавая 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 7, возрастает под действием силы
сопротивления движению стола, и эта гайка поворачивается в направлении враще-
ния винта; одновременно гайка 2 поворачивается в противоположную сторону.
528
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Благодаря этому трение между витками резьбы винта и гайки 2 уменьшается, и
гайка 3 работает, как обычная маточная гайка.
• При фрезеровании против подачи, при холостых и быстрых перемещениях
стола это положение обеих гаек относительно ходового винта не изменяется. При
Фиг. 543.
работе по подаче осевая нагрузка перейдет с гайки 1 на гайку 2. Увеличение мо-
мента трения между витками последней и ходового винта вызовет поворот ее в на-
правлении вращения винта, а гайки 7 — в противоположном направлении, благо-
даря чему зазор в резьбе будет выбран, как это и требуется при фрезеровании по
подаче. Чем больше усилие подачи, тем
плотнее прилегают друг к другу поверх-
ности 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.
Фиг. 544.
В резервуар
Фиг. 545.
В другой конструкции устранение мертвого хода в резьбе винтовой подачи стола
осуществляется гидравлическим давлением на ведущие косозубые колеса (см. схе-
матическую фиг. 544). Стремясь сместиться в осевом направлении, эти колеса,
одно из которых имеет правый, а другое — левый зуб, разворачивают гайки в про-
тивоположные стороны, так же как в предыдущей конструкции.
Ходовой винт и гайка
529
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. 545. 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
и 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.
6. Разъемные гайки. Разъемные гайки применяются главным образом
в токарно-винторезных станках для разъединения гайки от ходового винта при
включении подачи от ходового валика на
реечную передачу. Иногда они исполь-
зуются также в других станках, напри-
мер в специальных винторезных, для разъ-
единения ходового винта и маточной гай-
ки в периоды быстрых холостых пепеме-
РезьВу проити метчиком на месте
Фиг. 547.
Фиг. 546.
щений супорта. Типичные конструкции разъемных маточных гаек представлены на
фиг. 546, а и б. Как видно из них, разъем (стык) полугаек может быть располо-
жен в вертикальной или горизонтальной плоскости. Резьба полугаек в плоскости
разъема должна быть снята или закруглена, чтобы путь перемещения их при вы-
ключении подачи от винта был возможно малым и а2 на фиг. 546, а). Более
распространен способ размыкания гайки по фиг. 546, а, с помощью диска, снабжен-
ного спиральными или эксцентричными канавками, в которые входят штифты, за-
прессованные в полугайки.
Типичный пример конструктивного выполнения разъемной маточной гайки при-
веден на фиг. 547 (конструкция одного из отечественных станкозаводов). ф
7. Коррекционные устройства к ходовым винтам. Для того
чтобы обеспечить точное,ь шага нарезаемой резьбы, в станках, предназначенных
для нарезания резьб высшей точности, например на резьбовых калибрах и высоко-
точных метчиках, применяют либо эталонные ходовые винты, изготовленные спе-
циальным способом, либо устройства, которые компенсируют ошибки шага ходо-
вого винта станка, автоматически внося во время работы станка соответствующие
поправки в относительные перемещения элементов винтовой передачи. Сменные
эталонные винты имеют шаг, равный шагу нарезаемой резьбы или больше его,
например, вдвое, с целью повышения точности последней. Коррекционные устрой-
ства работают обычно по принципу: а) дополнительных осевых перемещений враща-
ющегося ходового винта или б) дополнительных поворотов маточной гайки.
В обоих случаях направление и величины перемещений, практически весьма малых,
определяются формой кривой коррекционной линейки, которая изготовляется инди-
34 Лчеркан Н. С. €66
530
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
видуально к каждому ходовому винту соответственно его погрешностям шага,
предварительно измеренным при помощи точного прибора.
На фиг. 548 изображена схема коррекционного устройства, работающего по пер-
вому принципу. Торцы ходового винта, снабженные упорными плитками из твердого
сплава, упираются в каленые стальные шарики, которые лежат в гнездах держа-
шариками и горцами
стакане / крышки 3
вок 12 и 7. Постоянный контакт между -ними
создается сильной пружиной 2, помещенной в
который
ходово! о винта
кронштейна 4,
укреплен близ левого (обращенного к передней бабке) конца станины,
снабженная упорной
ввинчена в крышку-крон-
> правого под-
винта.
8
Державка 7,
резьбой,
штейн 6 корпуса
шинника ходового
Фиг. 549.
Фиг. 550.
На державке 7 заклинен рычаг 8 (фиг. 549), который закаленным и шлифован-
ным штифтом (со слегка закругленным концом) опирается на коррекционную ли-
нейку 9. Постоянный контакт штифта с линейкой поддерживается грузом 13, под-
вешенным к рычагу 8. Коррекционная линейка связана, как схематически показано
на фиг. 549^(5', со штангой 10, которая жестко скреплена с кареткой супорта. Таким
образом при движении супорта например, влево (нарезание правой резьбы) вместе
с ним движутся штанга 10 с линейкой 9. Штифт рычага 8 поднимается и опу-
скается соответственно кривой линейки, такие же движения совершает рычаг
державка ввин швается и вывинчивается из кронштейна 6, перемещаясь при этом
то влево, то вправо. Под давлением пружины 2 ходовой винт, прижатый торцем
к шарику державки, следит за ее движениями и, перемещаясь в осевом направле-
нии, компенсирует этим погрешности своей резьбы.
Значительно чаще применяются коррекционные устройства, работающие по
принципу дополнительных поворотов маточной гайки. Схема такого устройства пред-
ставлена на фиг. 550. Гайка состоит здесь из двух частей. С левой частью ее 6'
связан шпонкой рычаг 5, несущий на конце ролик; на схеме в качестве такового
использован шарикоподшипник 3. Ролик постоянно прижат (груз 4) к коррекцион-
Ходовой винт и гайка
ной 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-
ные движения, сообщая гайке 6 малые повороты в одну и в другую стороны,
необходимые для компенсирования погрешностей шага резьбы ходового винта.
На фиг. 551 изображено коррекционное устройство высокоточного винторезно-
токарного станка модели 1612Р. С цельной гайкой 6 здесь скреплен чугунный рычаг 7,
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 супорга и юль коррек-
ционной линейки и через детали 2 и 3 сообщает качательные движения рычагу /,
который поворачивает при этом гайку 6 то в одну, то в другую сторону.
Другие коррекционные устройства, компенсирующие погрешности резьбы хо-
дового винта путем дополнительных поворотов маточной гайки, отличаются от
описанных лишь в отношении некоторых деталей конструкции и расположения
коррекционной линейки относительно станины станка. Некоторые высокоточные
винторезные станки имеют так называемые температурные линейки, изменяющие ве-
личину подачи от ходового винта в желаемом отношении к шагу без помощи
зубчатых или каких-либо других передач, т. е. как бы удлиняющие или уко-
рачивающие шаг резьбы ходового винта в постоянном отношении. Из предыдущего
532
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
понятно, что в качестве температурной может быть использована коррекционная
линейка с прямолинейным рабочим контуром; в зависимости от наклона прямой, огра-
ничивающей линейку, относительно оси ходового винта отношение подачи супорта
на 1 оборот ходового винта к шагу его резьбы может быть сделано несколько
большим или меньшим единицы. Температурные линейки используются для ком-
пенсации температурных или ожидаемых закалочных деформаций изделия, под-
вергаемого термообработке после нарезания резьбы.
Метод определения ординат коррекционной кривой известен из раздела „Кине-
матика станков".
Д Расчет механизма винтовой передачи
При проектировании станка размеры ходового винта и гайки определяют,
исходя из необходимых износостойкости, прочности и жесткости этих деталей
и устойчивости ходового винта.
Из опыта эксплоатации станков давно известно, что если жесткость механизма
подачи недостаточно велика, что особенно возможно при слишком малое диаметре
ходового валика или ходового винта, то подача будет часто неравномерной - су-
порт или стол будет двигаться скачками. Такая скачкообразная подача наблюдается
при указанном недостатке конструкции тем чаше, чем меньше скорое и. 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, то следует брать диаметр ходового винта или вала доста-
точно большим. Сильно способствует равномерности подачи также уменьшение
грепия на направляющих, например, путем улучшения смазки или замены напра-
вляющих скольжения — шариковыми или роликовыми, что приводит к уменьше-
нию периода релаксации.
Помимо жесткости ходового винта должна быть проверена также прочность и
износостойкость обоих элементов винтовой передачи. Опыт эксплоатации станков
показывает, что эта передача выходит 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 обозна-
чают Q — тяговое усилие, развиваемое ходовым винтом при наиболее тяжелом для
него режиме работы, в кг; s— шаг винтовой линии резьбы в мм; /2 — рабочую
высоту витка в мм; -------отношение длины гайки к среднему диаметру резьбы;
"ср
г— число заходов резьбы; р — среднее
стях резьбы в кг/сл?. В таком случае
100 О
р i=---------__ .=
или, заменяя здесь L — 'C-dcp,
удельное давление на рабочих поверхно-
100 Q-s . ,
----; г— кг! СМ2
ъ dcp
(59.1)
откуда
. / lOOQ-s- с с, / Q-s
dep-y KV t« z-p~b^V V-ti-z-p Л1М- (59.2)
Ходовой винт и гайка
533
Значения х и z определяются в общем случае на основании кинематического
расчета. Отношение = L : dcp выбирается конструктивно в пределах от 1,5 до 4;
лля цаточных гаек чаще всего к' = 3 + 0,5.
Как уже упоминалось, ходовые винты станков имеют за редкими исключениями
трапецоидальную резьбу; для нее по ОСТ 2409—2411 /2 = 0,5 где z — число за-
ходов резьбы. Подстановка этого значения в последнюю формулу дает
dcP = = 8У мм- ' <59’3)
Тяговое усилие Q определяется, как указано в § 11 [формулы (11. 19) —
(11. 23)1. Для допустимого среднего удельного давления рдоп можно принимать
следующие значения:
1) винтовые передачи, осуществляющие точные расчетные перемещения (винты
рабочих подач винторезных и резьбонарезных, токарно-винторезных, резьбофре-
зерных станков) при материалах винт — стальной, гайка — бронзовая: pdon =
= 30 кг. ом2;
2) другие ответственные винтовые передачи (в механизмах подач фрезерных
станков и т. п.), винт—стальной, гайка — бронзовая: рдоп = 120 кг/см2', винт —
стальной, гайка — чугунная: раоп = 80 кг/см2.
При 3,5 можно повышать эти значения рдоп примерно на 20°/о. Для
разъемных маточных гаек, у которых часть резьбы срезана (см. стр. 529), еле-'
дует уменьшать приведенные выше величины рдоп на 15—2О°/о.
Сравнительно низкие значения рдоп принимают в этих расчетах имея в виду,
что давление распределяется по поверхности витков неравномерно, и вполне воз-
можно, что ртах Рвоп- 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
ходовых винтов, передающих большие крутящие моменты и соответственно
большие тяговые усилия, так как в остальных случаях ходовые винты, удовлетво-
ряющие требованиям жесткости и устойчивости (см. ниже), обладают заведомо
достаточной прочностью.
Так как ходовой винт работает одновременно на растяжение или сжатие
и кручение, то приведенное напряжение в Материале винта
°пр = Кз2 + 4-е2 , • (59.4)
где а — растягивающее (или сжимающее) напряжение;
т— напряжение сдвига.
Если обозначить F = ------площадь поперечного сечения стержня винта (по
внутреннему диаметру dt) в мм2, Mk — передаваемый крутящий момент в кгмм,
Wo — момент сопротивления сечения р при кручении в мм3, то
О мк
s = ~=т кг!мм2', т = -==- кг!мм2, >
и, следовательно, . . ...
°ПР = у Ш +4 Ыг) кг'мм'- 'ь..................... (5М
• Если пренебречь здесь влиянием витков резьбы на величину Wo, то, так как
т.£ dt
Wc =^g- = f.—, получим ,
— I/ Q + кг1мм*- (59.6)
534 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Крутящий момент, передаваемый ходовым винтом при тяговом усилии Q кг,
составляет , ... , . ...... . . ..
.. Мк— ^'S - кгмм, ‘ (59.7)
где 7] — к. п. д. винтовой передачи; он вычисляется по известной из курса „Теория
механизмов"
, tg з
формуле 71 = ——г
‘ tg (₽ + р)
, в которой Р—угол подъема средней вин-
товой линии резьбы, p=arctg/—угол трения1 %6-=-8°. Подстановка выра-
жения (59.7) в формулу (59.6) приводит ее к следующему виду, более удоб-
ному для вычисления:
= 1 + 1’6(-^гР2/лл2- : <59'8)
Ввиду того что коэфициент концентрации напряжений, обусловленной винтовой
резьбой, достаточно достоверно не известен, принимают условие прочности ходо-
вого винта в форме
З.Ч-3.5 ’
(59.9)
где —предел текучести материала винта. ' 1 ’ '
в) Проверочный расчет жесткости на кручение. Под действием
тягового усилия Q ходовой винт удлиняется или укорачивается, под действием
крутящего момента Мк закручивается в
одну или другую сторону, причем на длине
винта деформация кручения практически не
отражается. В результате деформаций, обу-
словленных Q и Мк, шаг резьбы ходового
винта претерпевает изменение, которое не
всегда пренебрежимо мало: проверочные
расчеты ходовых винтов 10 различных то-
карно-винторезных станков, произведенные
ЭНИМС, показали, что погрешности шага
ходового винта, вызываемые его деформа-
циями, составляют от 0,043 до 0,172 мм
на 1000 мм длины резьбы и от 0,3 до 1,1 мк на один шаг. Как видно из табл. 14
(стр. 518), последней величиной для точных винтов пренебрегать нельзя; поэтому
ходовые винты для точных расчетных перемещений следует проверять на иска-
жение шага резьбы под полной нагрузкой.
Пусть Е— модуль упругости первого рода материала ходового винта в кг)мм2-,
G — модуль упругости второго рода этого же материала в кг/мм1', Jo — полярный
момент инерции сечения винта в м.н*. Изменение шага s резьбы ходового винта,
обусловленное действием растягивающей или сжимающей силы (тягового усилия)
Q кг, составляет
ми, (59.10)
где F имеет прежнее значение.
Из фиг. 552, изображающей развертку на плоскость одного витка резьбы до
закручивания на угол ср и после закручивания, непосредственно следует, что изме-
нение шага s, обусловленное закручиванием ходового винта моментом Mk,
(59.11)
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 + 10-г- 15°/0.
Ходовой винт и гайка
535
Угол <р закручивания ходового винта на длине одного витка
ч-*
•i = Т-- радиан, (59.12)
С/ ./п
следовательно,
Л1
AsМ = + "9^—7 - мм. (59.13)
— ztc(j • 7
Таким образом, полное изменение величины шага 5 нарезаемой резьбы равно
' O-s , MK-s2 А
Xs — Asq 4- = i + ~-p ± —jq .-/— j мм (59.14)
и наибольшее по абсолютной величине значение Xs
/ О . s М -s2 А
(М + тявтг)*»- <5!115>
При подстановке сюда выражения (59.7) для Мк и О — 0,4£
формула принимает вид
, Q-s / 1 , № \
‘ |5,84Р0) ММ
последняя
(59.16)
Если пренебречь влиянием : резьбы, увеличивающей жесткость винга на кру-
чение, и определять как для гладкого вала диаметром чго идет г;~ в запас
надежности расчета, то Jo== — и последнюю формулу можно написать
в виде
" <59|7)
При оценке допустимости этого искажения шага следует руководствоваться
значениями допускаемых погрешностей шага резьбы ходовых винтов, указанными
в табл. 14.
Производить проверку ходового винта на изгиб от действия собственного веса
практически нет надобности, так как при наличии такой опасности следует при-
менять поддержки (стр. 523). Если это почему-либо невозможно и речь идет
о длинном винте большого диаметра, то влияние собственного веса нужно при-
нимать во внимание при проверочном расчете на устойчивость.
г) Проверочный расчет на устойчивость. Если ходовой винт
работает 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 X винта, примерно до X = у— < 30 —
‘min
—-40, где V-/ — приведенная длина винта (см. ниже), a Zmin — 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 dl (внутренний диаметр резьбы) z= const = '-1J" следовательно, проверка
ходового винта на устойчивость не нужна при v • Z^(7,5-н 10) Однако
в большинстве конструкций винтовой передачи станков v • I > 10 • dx.
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 крити-
536 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
ческая величина продольной сжимающей силы, иначе—критическая величина Q3 тяго-
вого усилия, выражается известной формулой
Q. = O'l.ie)
Здесь Е— модуль упругости первого рода в kzJmm-;
-Anin — наименьший момент инерции поперечного сечения в мм:';
v•I—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 / 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
1
жестко заделанных концах равен v - — ; при одном заделанном, одном шарнирном
конце,
заделки
свободно перемещающемся вдоль прямой оси, совпадающей с линией
другого конца, v
; при обоих шарнирных концах v = 1. Таким обра-
зом ДЛЯ (фиг. 553, этих /, 3 Q>,: трех частных и 5) случаев
кг-, кг;
р УгАр. 1 iiiln “ р
п2^'Ап1п кг.
~ р
попрежнему Q — тяговое уси-
Пусть
лие, сжимающее ходовой винт. Тогда
Q
запас устойчивости пу= —определяется
из формулы (59.18) следующим образом:
Г2Р. / Р. /
‘'mln __ ^mln /-п пи
У ~ Q (ч-iy ~ Q-Р ’ (°9- )
где для краткости обозначено
1
m = -у •
Отсюда можно найти необходимую
если значение пу выбрано:
величину момента инерции сечения винта.
1
?’2
Q-ny^.iy Q-ny-P
- —=— мм1,
tn- Е
(59.20)
а по этой величине — диаметр винта.
Нормаль станкостроения Н48-62, разработанная в ЭНИМС докт. техн, наук
Д. Н. Решетовым и инж. Г. А. Левитом, рекомендует определять характер опоры
в зависимости от отношения У-'оп —-рг-, где 10п — длина опоры и don — ее вну-
“од t
тренний диаметр, следующим образом: при ion < 1,5—опора шарнирная; при
}.оп > 3 винт совершенно заделан в этой опоре; при Хо„ = 1,5-4-3 винт не совер-
шенно заделан в опоре. Для последнего случая коэфициент v длины, если один
конец винта заделан совершенно, а другой несовершенно, принимается равным ч —
= - L= и m = 2,8 • если оба конца заделаны несовершенно, то v =-L_
/2,8 V 1,8
Ходовой винт и гайка
537
и ш = 1,8 • ~2. Различные встречающиеся в практике случаи можно представить
так, как показано на схематической фиг. 553.
'Характер заделки в неразъемной гайке принимается соответственно приведенным
правилам для опор в зависимости от отношения длины гайки к среднему диаметру
резьбы; разъемные гайки следует рассматривать как опоры с несовершенной
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 nv = 2,5-М, причем пу = 2,5, если
на винт не действуют поперечные силы и расчетное усилие Q = Qffiax; в противном
случае nv = 3,5-М. Для горизонтальных ходовых винтов, у которых изгиб,
обусловленный действием собственного веса, приводит к уменьшению критической
силы, запас устойчивости пугМ, по крайней мере для винторезных станков. Для
фрезерных станков можно допускать пу < 4.
Величину Jmin, которая входит в формулу (59.18) и последующие, можно
вычислять, пользуясь формулой
J = ^- ^0,375 4- 0,625 А) = 0,01 ^2 4- 3 dj мм\ (59.21)
где d0—-наружный диаметр,
d±—внутренний диаметр резьбы в мм.
Эта формула, полученная в результате экспериментов А. А. Старосельского
и К. И. Заблонского над винтами с трапецеидальной резьбой, учитывает влияние
витков на жесткость винта. Для нормальной трапецоидальной 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 (59.21) 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 ч-l винта, но также и от величины передаваемого
крутящего момента Mk 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.
Практически удобна для этой цели формула инж. И. Е. Шашкова (см. [8]):
= ------— , (59.22)
Чэ Мккр \ Мккр ) <°кдт1п
где Qkp — критическая сжимающая сила;
Mkdon— крутящий момент, отвечающий наибольшему допускаемому напря-
жению в материале вала;
v kp ~~ критический крутящий момент, вызывающий потерю устойчи-
’’1 вости вала;
ш = п — угловая скорость вала;
Ом
mln = yTj nkp — наименьшая критическая угловая скорость вала;
а и b — постоянные, зависящие от характера опор, причем а-[-Ь—1.
Для ходовых винтов механизмов подачи угловая скорость о> настолько мала
сравнительно с <okp ffiIn, что последним членом в правой части формулы (59. 22)
можно пренебречь. Эйлерова сила Qg вычисляется, как указано выше, по фор-
муле (59.18), которую можно написать также в виде
Q £'Jmln- 2 ’ . . (59.18а)
/2 , / , .
где попрежнему m = (см. фиг. 553). * ,
538
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
е Критический крутящий момент ! - г •
- • Мккр = 2]/^- с £'yin , (59.23)
где с — коэфициент, зависящий от характера опор; например в случае, отвечающем
схеме фиг. 553, 5 (обе опоры — шарнирные) с= 1. Следовательно Qa =,
Mkkp = 2z —и формула (59.22) принимает вид
QKp-l2 _ . (Мкд0П-1\*
т?-Е-/ 1 \ 2л-£-У )
или
. мкдоп _ (59 24)
Е • J 4(E-J)2 /а ’ ' v 7
Если Mk = 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
момента. В общем случае уравнение (59.22) позволяет определить Qkp при при-
нятом значении Как видно из уравнения (59.22), Qkp < Q3, что следует
учитывать при определении действительного запаса устойчивости ходового винта
или ходового вала.
При проверке на устойчивость длинных массивных ходовых винтов и отсут-
ствии поддержек (см. стр. 523) 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. 553,5, например, этим способом получается при-
ближенная формула
тЛ-E-J
' : С?э =------~±-0,5-q.l, (59.25)
где q— интенсивность нагрузки винта от собственного веса.
§ 60. КУЛАЧОК И РЫЧАГ ИЛИ ТОЛКАТЕЛЬ
Характерная особенность кулачной передачи заключается в простоте осуще-
ствления с ее помощью желаемого закона движения ведомого элемента, которое
может быть притом не только прямолинейным. Профилируя контур кулачка соот-
ветственно этому закону, возможно реализовать сложные циклы движений, напри-
мер быстрое движение вперед, медленную рабочую подачу, выдержку (паузу),
быстрый отвод и остановку, с помощью одного лишь кулачка. Это специфическое
свойство кулачной передачи обеспечило очень широкое использование ее в авто-
матизированных станках, работающих по циклу. Нередко эти передачи использу-
ются также, когда закон изменения скорости ведомой части станка не имеет зна-
чения, а требуется лишь произвести перемещение ее на определенную длину, от
начальной до конечной точки. В подобных случаях при небольшой длине пути
кулачок может 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 про-
филирования кулака. Благодаря этому кулачную передачу можно с успехом исполь-
зовать так же, как и ходовой винт, в приводе, например, подачи стола алмазно-
расточных станков, где реечная передача неприменима из-за недостаточной
равномерности подачи. ,
Кулачок и рычаг или толкатель
Кулачные передачи используются в кинематических цепях прямолинейного дви-
жения самых разнообразных по назначению металлорежущих автоматов и полуавто-
матов— токарных, токарно-револьверных, затыловочных, сверлильных, фрезерных,
зуборезных и т. д,, но особенно широко в станках первых двух типов. Для при-
мера на фиг. 554 показан распределительный вал четырехшпиндельного прутко-
вого автомата с комплектом кулачков 1—13. Этот пример иллюстрирует разнообразие
S
Фиг. 554.
функций, выполняемых кулачками в автоматизированных станках: освобождение
зажатого в цанге прутка после отрезки обработанного изделия, подача прутка
вперед до упора, зажим прутка, все движения супортов — рабочие (медленные)
и холостые (быстрые), повороты револьверной головки, управление движениями
различных приспособлений авто-
мата — производятся здесь кулач-
ками, которые закреплены на бара-
банах распределительного вала. Весь
цикл движений станка завершается
за один оборот этого вала.
В станках применяются кулач-
ки (кривые) барабанные (фиг. 554),
торцевые, или колокольные (фиг. 555)
Фиг. 556.
и плоские, или дисковые (фиг. 556). От барабанных кулачков проще всего
осуществлять перемещения, параллельные оси барабана, то же относится к
торцевым кулачкам; поэтому те и другие называют иногда осевыми кулачками.
Плоский кулачок используется для перемещений в плоскости, параллельной пло-
скости кулачка, следовательно, перпендикулярной оси вала, на котором сидит
кулачок.
Кулачные передачи конструктивно приспособлены лучше всего для перемеще-
ний небольшой длины. В принципе пути этих перемещений возможно увели-
540 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
чить, вводя 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 жест-,
кость такие рычаги получаются массивными, а вся конструкция громоздкой. Вместе
с тем все пшрешиости профиля кулака умножаются в том же отношении, что
и перемещения.
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
цементуемой стали типа 15 или 20, после цементации закаливают и отпускают до
Фиг. 557.
твердости Н;? =58 62. Реже используют для этой цели модифицированный,
легированный (Ni 2—3°/„) и сталистый чугуны, а также стали типа 35ХМЮА
и 35ХЮА по ГОСТ 7124; износостойкость последних после азотизации чрезвы-
чайно велика, а твердость доходит до 750 —1000 по Виккерсу. Находит при-
менение также обыкновенный чугун плотной мелкозернистой структуры; следует,
однако, учитывать, что износостойкость кулачков из этого материала примерно
в 3 — З1, раза меньше при прочих одинаковых условиях, чем кулачков из терми-
чески обработанной стали.
В последние годы в качестве материала для изготовления кулачков получили
некоторое применение слоистые пластмассы типа текстолита. Основное преимуще-
ство их — легкость и быстрота обработки материала; благодаря этому и стоимость
их ниже, чем металлических кулачков, изготовление которых у потребителя
(обычно в ремонтных цехах) представляет иногда трудности, вследствие чего
стоимость их получается довольно высокой. Так как допускаемое удельное давле-
ние для пластмасс значительно меньше, чем для закаленной стали, кулачки из
пластмассы используются пока лишь в малых станках, где давления на кулачки
незначительны.
Кулачок, и рычаг или толкатель
541
Для достижения достаточной износостойкости детали, находящейся ее соприко-
сновении под нагрузкой с поверхностью кулачка, т. е. ролика, наконечника тол-
кателя, ножевой призмы и т. и., эту деталь изготовляют из того же материала,
Фиг. 559.
да- га ЛИ
что и кулачок, либо из хромистой стали типа 1ЛХ15 или 111X12; твердость рабо-
чей поверхности после закалки должна составлять Нрс = 58 62.
Толщина плоского кулачка определяется допускаемым удельным давлением на
его рабочей поверхности (см. стр. 547) и составляет обычно 8—15, редко до 25 .им.
Как показано на фиг. 557, заготовка
кулачка должна быть разделена пря-
мыми (или криволинейными — дугами
окружности) лучами на 100 частей,
чтобы облегчить построение профиля
кулачка.
Конструкции плоских кулачков
изображены на фиг. 557 и 558. Ра-
бочий кулачок поперечного супорта
Фиг. 560.
шестишпиндельного токарного прут-
кового автомата модели 1261 и спо-
соб крепления его на зубчатом колесе изображены на фиг. 559; винт / предохра-
няет стопор 2 от выпадения, которое могло бы привести к поломке зубьев колеса.
Типичный барабанный ку-
лачок изображен на фиг. 560
(рабочий кулачок продольного
супорта четырехшпиндельного
токарного пруткового автомат а
модели 126).
Толщина барабанных ку-
лачков выбирается в соответ-
ствии с действующими на ку-
лачок усилиями и допускае-
мым удельным давлением. Тер-
мическая обработка кулачков
Фиг 561 производится после оконча-
тельной пригонки их к бара-
бану, на котором они дол-
жны быть закреплены болтами. Точность относительного расположения кулач-
ков 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 произ-
водится с помощью тавровых сухарей (гаек, и болтов. Для точной установки
.1 1'2 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
кулачков, снабженных круглыми отверстиями под болты, на периферии барабана
бывает нанесена круговая шкала.
Кулачковый барабан делают большей частью цельным (фиг. 561, барабан инстру-
ментальных салазок автомата модели 1261); реже с целью облегчения монтажа
барабана на валу его изготовляют разьемным |фиг. 562, барабан четырехшпиндель-
ного токарного автомата
модели 122). Конструкции
со сменным барабаном пред-
ставлена на фиг. 563.
Кулачок, не требующий
смены, может быть заменен
Фиг. 562.
кривой, выфрезерованной
на барабане или на диске.
Скорость подачи настраи-
вается в этих случаях по-
средством сменных колес г>
цепи от двигателя к червяч
ному колесу барабана.
Пример конструктивного выполнения торцевого кулачка и один из возможных
способов крепления его на валу представлены на фиг. 555, не требующей пояс-
нений.
закрепленную в держателе 4. этот
Фиг. 563.
Ведомой части станка движение от кулачка передается либо непосредственно,
либо через рычажную систему. Первый способ передачи изображен на фиг. 555:
торцовый кулачок 7, связанный болтами со втулкой 2, которая закреплена на
валу 3, воздействует на ножевую приз
держатель привинчен к заднему концу
подвижной передней бабки 5 автомата
для фасонно-продольных работ. Таким
образом при вращении вала 3 с. кулач-
ком 1 бабка -5 получает продольное пе-
ремещение. Крайнее заднее положение
бабки ограничивается 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 слу-
чаев качающийся рычаг; толкатели в непо-
средственном контакте с кулачком встре-
чаются лишь в немногих станках.
На фиг. 56-1, представляющей схему
качающегося супорта малого автомата,
в непосредственном соприкосновении с кулачком 7 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.
Простейшие устройства кулачной передачи схематически изображены на
фиг. 564 и фиг. 565 (токарный операционный автомат отечественного производства).
Механизмы состоят из минимального числа элементов и. вследствие крайней простоты
не требуют пояснений.
Кулачок и рычаг или толкатель
543
Более сложные передачи представлены на фиг. 566, изображающей механизм
подач поперечных супортов автомата фасонно-продольного точения. Все движения
сообщаются этим супортам от плоских
кулачков, посаженных на распределитель-
ном валу 2, который вращается в задних
кронштейнах 7 станины. Горизонтальные
супорты — передний 10 и задний 3,
укрепленные поворотно в качалке 77, по-
лучают качательное движение около
оси 12 (ср. с фиг. 564). Передний на-
Фиг. 565.
>иг. 564.
клонный супорт 9 получает подачу от
задний наклонный супорт 7 — от другого
Фиг. 566.
кулачка через тягу 5 и коромысло 8.
кулачка через тягу 4 и коромысло б.
Довольно широко использует-
ся в станках для передачи дви-
жения от кулачка к ведомой пря-
молинейно части станка рычаг пер-
вого рода, обычно—коленчатый,
Фиг. 567.
который несет на одном конце ножевую призму или ролик, постоянно прижатый
к кулачку, на другом — зубчатый сектор, сцепляющийся с рейкой, прикреплен-
544
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
ной к ведомой части. Пример — одношпиндельные токарные автоматы моделей 1118,
1124, 1136 и т. п., в которых все супорты получают подачу посредством таких
механизмов — известен из „Общего курса станков". Другой пример — на фиг. 567,
изображающей механизм подачи супортов четырехшпиндельного натронного
автомата. Наклонному поперечному су-
порту 9 подача сообщается от кулачка на
барабане, закрепленном на распредели-
тельном валу 2, через коленчатый рычаг /,
шатун 3, кривошип 8, зубчатое колесо 7,
рейку 6, зубчатое колесо, заклиненное
/5 /4/5 ,в
Фиг. 568. Фиг. 5)69.
на валике 5, и зубчатый сектор 4, который заклинен па том же валике 5 и посто-
янно сцеплен с рейкой, связанной с супортом (см. разрез супорта 7 7 на той же
фигуре). Винт 10 служит для точной установки конечного положения супорта при
ней.,ценной длине его хода.
1 2 В 3 U
7 д В 5
Фиг. 570.
Точно также устроен привод подачи второго наклонного супорта 7/.
Горизонтальный поперечный супорт 12 получает подачу от своего барабанного
кулачка через аналогичную систему деталей 16, 15, 14 и 13.
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. 567 коленчатые рычаги 7 и 16 снабжены для этой цели прорезями,
з которых можно переставлять нижний палец соответствующего шатуна.
Кулачок и рычаг или толкатель
54э
В конструкции по фиг. 568, изображающей передачу к поперечному супорту
пятишпиндельного автомата типа Дэвенпорт, движение сообщается супорту 5, кача-
ющемуся на оси б, от кулачка 7 через рычаг 2 и тягу 4. Последняя связана
с рычагом 2 камнем о, который можно переставлять по шкале, нанесенной на
рычаге, изменяя этим отношение плеч рычага 2 и тем самым угол качания супорта,
глину хода резца, следовательно, и величину подачи на один оборот шпинделя.
На фиг. 569 показано устройство привода подач фрезерного супорта зубофре-
зерного автомата для малых мелкомодульных зубчатых колес. Перемещение
супорту 3 сообщается от постоянного торцового кулачка 7 через рычаг 7 с паль-
цем 2, качающийся на оси 8, стойк}г б, закрепленную в прорези рычага 7,
и винт 4, упирающийся в торец супорта. Длина хода последнего регулируется
перестановкой стойки б в прорези рычага 7, а конечное (или начальное) положе-
ние этого супорта — установкой винта 7, для закрепления которого служит стопор-
ный винг 5.
Фиг. 571.
Иной принцип регулирования длины хода ведомой части станка при постоян-
ном кулачке иллюстрирует фиг. 570, изображающая привод подач переднего
супорта многорезцового полуавтомата. Передача движения супорту 7 от постоян-
ного барабанного кулачка 5 происходит здесь посредством ползуна 7, движуще-
гося прямолинейно в направляющих станины (см. разрез по В — В) под воздей-
ствием кулачка 5 на ролик 6 ползуна. При перемещении ползуна вперед он
упирается в палец 2 супорта 7 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.
Для регулирования длины хода ведомой части станка при приводе ее от кулачка
применяются иногда также комбинации описанных конструктивных приемов.
Оригинальный способ использования барабанного кулака для осуществления
медленного прямолинейного движения подачи показан на фиг. 571, изображающей
устройство привода скоростей и подач шпинделя силовой головки. От вала 7
электродвигателя вращение передается парой зубчатых колес валику 2, на котором
заклинены шестерни zx и z.,, сцепленные с колесами соответственно г' и z',^
Первое из них заклинено на конце шпинделя 3, второе — на удлиненной втулке
35 Лчсрк.та II. С. 565
546 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
барабана 4 подачи. В винтовую канавку барабана входит ролик 5, связанный со
шпинделем. Если S — шаг винтовой канавки барабана в мм, . i2 =
‘ 1 2
и п — число оборотов в минуту валика 2, то продольная подача шпинделя,
обусловленная разностью угловых скоростей шпинделя и барабана, составит
s==n(Z1— i2)S=/z-t1^l — pj А мм{мин. Соответственно требуемой величине по-
дачи можно подобрать числа зубьев колес обеих передач. В аналогичном „диф-
ференциальном" кулачном механизме специального алмазно-расточного станка сделано
I, 506 n-S . _ о
= сТ-_ ; следовательно, s — мм мин, и выбрав шаг Л достаточно малым,
i.t 507 ’ 50/ 1 г
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 выбирать их с таким расчетом, чтобы не только полу-
чался требуемый закон движения ведомой части станка, но чтобы и производитель-
ность станка была наибольшей, насколько это зависит от формы кулачков, и чтобы
распределение сил, действующих на детали передачи, было возможно благоприятным
в отношении их износостойкости, свободы от вибраций и общего к. п. д. всей
передачи. В частности, следует стремиться к возможно малым давлениям в опорах
и шарнирах.
В тех случаях, когда передаточное отношение кулачкового механизма станка
должно быть выдержано с высокой степенью точности, следует проверить послед-
нюю с помощью общего метода, разработанного акад. Н. Г. Бруевичем (см. |2],
§ 3—6 и 15, и [9]). Детали кулачной передачи должны быть проверены на проч-
ность, исходя из совокупности всех действующих на них сил — усилий резания,
давлений пружин, сил инерции, сил трения, а рабочие поверхности кулачка и со-
пряженной с ним детали — на смятие по формулам для контактных напряжений
Наибольшее давление на площадке контакта, равное наибольшему сжимающему
напряжению
<7о = 0,4!8 ст'о2, (60. 1)
где Р — нормальное давление в кг;
b—ширина рабочей поверхности в мм\
г — радиус закругления лезвия призмы или радиус ролика в .и.и;
Р — радиус кривизны кулачка (для выпуклых участков о > 0, для вогнутых
Р < 0);
Е—модуль упругости первого рода в кг!мм2.
Если материалы кулачка и сопряженной с ним детали механизма имеют раз-
личные модули Ег и Е2, то в последнюю формулу следует подставлять значение А,
вычисленное из соотношения
1 1 / 1 . 1 \ „ 2£1А2
“--(гг+d'1 '•
Так как радиус кривизны р кулачка, вообще говоря, величина переменная, п>
наибольшее напряжение о,/шах соответствует наименьшему положительному значе-
нию р, т. е. в формуле (60.1) следует принимать: р == pmin ( > 0).
Для барабанных кулачков можно принимать 1 =0, и формула (60.1) принимав!
в этом случае вид:
одтлх = 0,418 кг мм2. (60.2)
Кривошипно-шатунный, кулисные и многозвенные рычажные механизмы 547
При контакте кулачка с роликом диаметра 2r = d мм формулы (60.1) и (60.2)
принимают вид
Stfmax = 0,418 ]/-^е(2 + кг/мм* (60.3)
И
?o=O,59j/-^-£. . (60.4)
Для сталей можно допускать q0 = <т<;П1ах^ь 2as, где as — предел текучести мате-
риала.
Нормальное давление Р, которое входит в формулы (60.1) — (60.4) 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
величины. 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.
§ 61. 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,
гем 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 эксплотационный 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
гидропривод.
Кривошипно-шатунный механизм уместен в тех случаях, когда полезно исполь-
зуются как прямой, так и обратный ход шатуна, например в приводе шпоночно-
фрезерных станков с маятниковой подачей, в шлифовальных станках — для осцил-
лирования круга. Кривошипно-шатунный механизм находит применение также в меха-
нических ножовках (например модели 8715), в станках для нарезания конических
зубчатых колес, где он сообшает возвратно-поступательное движение строгальным
резцам, в многорезцовых токарных полуавтоматах для подачи поперечного супорта,
в цепях подачи станков с периодической подачей посредством собачки и храпо-
вика, наконец, в цепях вспомогательных движений, где равенство скоростей пря-
мого и обратного ходов не имеет значения. Фиг. 572, изображающая механизм ка-
чания стола зубодолбежного станка модели 514, иллюстрирует такое применение
кривошипного механизма. Вращающийся постоянно в одну сторону вал 4 коробки
скоростей, воздействуя эксцентриком 3 на ролики 2 и 5, укрепленные в рамке 7,
качает эту рамку, а вместе с ней шатун 6. При этом рычаг 7 сообщает возвратно-
вращательное движение валу 8 и кривошипному диску 9, который через тягу 10
качает 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
548 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
валу коробки скоростей сидит кривошипный диск 3 (фиг. 573), качающий шатун 2,
на котором укреплена втулка 7 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. 513), 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
Фиг. 573.
вытеснены гидроприводом, хотя число гидрофицироваиных моделей станков этих
видов с каждым годом возрастает. Кулисные механизмы используются иногда
также для привода стола так называемых коротко-строгальных станков (про-
дольно-строгальных станков с длиной хода примерно до 1200 мм), стола внутри-
шлифовальных станков некоторых моделей с механической подачей и в некоторых
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 па-
раграф), в специальных станках, предназначенных для обработки штампов и
прессформ и др.
Большая часть деталей механизмов рассматриваемой группы изготовляется из
стали; выбор марки стали и термообработки производятся на основании расчета.
Кулисы отливают из чугуна обычного, модифицированного или сталистого, реже
из стали, или делают их сварными. В отдельных моделях станков встречаются
кулисы из алюминиевого или алюминиемагниевого сплава; цель этого — уменьше-
ние массы кулисы и тем самым сил инерции, обусловленных непостоянством
скорости кулисы [см. стр. 555, формула (61. 7)].
По тем же соображениям из легкого сплава изготовляют иногда также
Кривошипно-шатунный, кулисные и многозвенные рычажные механизмы 540
балансиры и тому подобные детали мно-
юзвенных механизмов привода шпинделя зу-
бодолбежных станков. Материал для камней
(лолзушек) выбирают с таким расчетом, чтобы
коэфициент трения скольжения был по воз-
можности малым, а износостойкость камня
меньше, чем сопряженной — обычно более до-
рогой -детали механизма; чаще всего пол-
зушки изготовляют поэтому из бронзы или
антифрикционного чугуна. Пальцы и валики
шарнирных соединений должны иметь износо-
стойкую поверхность; наиболее подходящий
для них материал — цементуемая с галь типа 15,
20 или 15Х, 20Х, если палец работает в паре
со сталью или чугуном, и термически улуч-
шаемая сталь типа 45 — при работе с бронзой.
В станках находят применение как качаю-
щиеся, так и вращающиеся кулисы. Конструк-
ция кулисного механизма сильно зависит от
выбранной кинематической схемы его. Встре-
чающиеся в станках варианты кинематической
схемы механизма с качающейся кулисой пока-
заны на фиг. 574, а — д. На фиг. 574, а изо-
бражен привод посредством кулисы постоян-
ной длины: нижний конец ее укреплен на оси
качания поворотно, верхний снабжен камнем,
следовательно, ось камня описывает дугу окруж-
ности радиуса /, равного длине кулисы. В схе-
мах по фиг. 574, б и в кулиса — переменной
длины и верхняя точка ее движется по прямой;
по этой схеме сконструирован, например, при-
вод поперечно-строгального станка модели 736
(фиг. 575). Все эти механизмы имеют помимо
кулисного еще второй камень, что является не-
достатком схем фиг. 574, а—в. Второго камня
можно избежать, если добавить серьгу вверху
или внизу кулисы, как показано на схемах
фиг. 574, г и д (новая модель поперечно стро-
гального станка 7А35—с серьгой наверху).
Соответственным подбором размеров элемен-
тов кривошипно-кулисного механизма и серьги
можно сделать кривую скорости рабочего хода
несколько более пологой, чем в случае кулис-
ных механизмов без серьги; это представляет
известное преимущество, если механизм служит
для привода движения резания.
Для повышения прочности и 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, на-
пример, в кулисе, изображенной на фиг. 576
(кулиса поперечно-строгального станка). Также
и другие детали кулисного механизма, осо-
бенно работающие на продольный изгиб, дол-
жны быть сделаны достаточно жесткими, для
IZt '-'нф
550 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
чего их усиливают соответственно расположенными ребрами, как это сделано в ку-
лисе по фиг. 576.
Для механизмов с качающейся кулисой требуемую длину хода ведомой части
стайка можно установить, регулируя величину радиуса кривошипа, перемещая для
Фиг. 575.
лого ползушку с кривошипным па ’ьце.,1 в прорези кривошипного колеса или диска
посредством винта,
который проходит сквозь резьбу в теле этой ползушки (см.
Фиг.
фиг. 575).
При выборе схемы кулисного меха-
низма для проектируемого станка нужно
принимать в расчет следующие соображе-
ния. В механизмах по схемам фиг. 574,
б и д кулиса подвешена к ползуну, и вес ее добавочно нагружает его направляю-
щие, от чего свободны конструкции по фиг. 574, а, в иге неподвижной осью
качания кулисы внизу станины. В случае выбора схемы по фиг. 574, г желательно,
чтобы вертикальная составляющая усилия, с которым серьга тянет ползун во время
рабочего хода, была направлена вниз и примерно компенсировала радиальное уси-
Кривошипно-шатунный, кулисные и многозвенные рычажные механизмы
551
552
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
лие Ру резания, действующее на инструмент. Следует, кроме того, принимать в рас-
чет осложнение технологии изготовления и сборки кулисного механизма серьгой
и деталями соединения ее с кулисой и ползуном или осью качания при выборе
схем по фиг. 574, г и д.
Детали кулисного механизма могут иметь разнообразные формы, определяемые
в некоторой мере его положением относительно ведомой части. Для примера на
фиг. 577 изображена кинематическая схема привода ползуна долбежного станка
модели 741, на фиг. 578 и 579 — устройство его кулисного механизма. Ползун I
(фиг. 577) приводится здесь от электродвигателя через коробку скоростей (см.
фиг. 302), пару винтовых зубчатых колес б—5, кривошипный диск 4, связанный
с колесом 5, кулису 3, качающуюся на оси 0, и серьгу 2. Для установки пол-
зушки 8 (фиг. 579) с кривошипным пальцем в пазу диска 4 служит винт 7, кото-
рый можно вращать посредством одной пары цилиндрических и одной пары
конических зубчатых колес. Как видно из фиг. 577—578, кулиса имеет здесь
изогнутую форму, а ось качания
ее расположена между кулисным
камнем и шарниром, ведущим пол-
зун, а не по одну сторону, как в по-
перечно-строгальных станках (см.
фиг. 575).
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 подшип-
никах качения с предварительным натягом. Паз колеса под ползушку с кривошип-
ным пальцем имеет сечение в форме ласточкина хвоста соответственно форме пол-
зушки; иногда только одна грань паза делается наклонней.
Кулисный камень имеет большей частью форму, показанную на фиг. 580. Эт;<
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. 581. Для того
чтобы кулиса вращалась, ее ось Ох должна лежать внутри окружности с центром
в О, описываемой кривошипным пальцем, т. е. должно быть е < г. При схеме ку-
лисы по фиг. 581 длина хода Н = 21-, следовательно, установка длины хода должна
производиться здесь изменением не радиуса г кривошипа, а величины I = 0tA.
Иногда вращающаяся кулиса комбинируется с кривошипно-шатунной передачей или
с качающейся кулисой, и тогда длина хода регулируется изменением радиуса кри-
вошипа этого механизма.
Фиг. 582 поясняет распространенное в станках устройство вращающейся ку-
лисы (долбежного станка). Последняя шестерня 8 коробки скоростей постоянно
сцеплена с зубчатым колесом 2, которое вращается вхолостую на эксцентрико-
вой втулке 5. Сквозь эту втулку, неподвижно закрепленную в станине, свободно
проходит вал б, на правом конце которого заклинена шпонкой кулиса 7 с пазом
для камня 3, свободно надетого на палец 4. Этот палец жестко закреплен в экс-
Кривошипно-шатунный, кулисные и многозвенные рычажные механизмы
553
центричном отверстии кулисного колеса 2 на расстоянии от оси последнего, пре-
вышающем эксцентриситет втулки 5(г>с). Следовательно, при вращении зуб-
чатого колеса 2 будет вращаться также кулиса 7, а вместе с ней вал 6. На
левом (на фигуре) конце этого вала заклинен кривошипный диск 1, связанный с
шатуном, и т. д. Таким образом, при вращении кулисы 7 и вала 6 синхронно
с 'ними вращается кривошипный диск 7, который посредством шатуна сообщает
Фиг. 582.
возвратно-поступательное движение долбяку станка. Из фиг. 582 видно, что г:
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 поперечно-
строгальных станках с подачей ползуна (вместо обычной в этих станках подачи
Фиг. 583.
стола), представлен на фиг. 583. Большое кривошипное колесо 2 посредством
пальца 5 и камня 6 вращает кулису 4 вокруг неподвижной оси 3 (е— OOt меньше
радйуса окружности, описываемой центром кривошипного пальца). Пальцем 7 ку-
лиса соединена с головкой шатуна 7, вторая головка которого связана с ползу-
ном станка.
Пример применения в станках многозвенного рычажного механизма для осуще-
ствления прямолинейного возвратно-поступательного движения показан (полусхе
матически) на фиг. 584.
5.04 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
Г1 а с ч е т к у л и с н ы х ме ха н и з м о в
При проектировании
дельные значения длины хода ползуна (долбяка, стола) L
рабочего хода х/)пах при
длине хода
кулисных механизмов исходными данными являются: ире-
и Lm)n; средние скорости
об мин кривошипа и наименьшей
A,„in и ^niid — при наименьшем числе /zniill об,’мин кривошипа и наиболь-
наиоолынем числе и
шей длине
хода AniaxJ отношение
наибольшей
скорости v
холо-
стою хода
рабочего хода при
Пользуясь
нематическими зависимоегями
выбранной схемы кулисного
ханизма, определяют
размеры звеньев
которые из них
конструктивным
Так, например,
механизма
ного
схеме фиг.
фиг. 585):
длине хода L = L,
к наибольшей скороеги v
= 2/
этими данными и
е
IKW/.WW
Значение
585,
отсюда и
-кениа механизма, изображенного на фиг.
основные
последнего; не-
выбираются по
соображениям,
для кулисного
поперечно - сгрогаль-
станка модели 7А35 по
г следует (см.
и если обозначит!,
из
лода
Угловая
ll-г.
ш — dt
Угловое
ки-
(61.1)
•(61.2)
mlll=A,Iias----определяется из
Am.-ix
следующих соображений.
Для произвольного поло-
треугольника OKOi получается
е
Sin (ср — ф)
A - sin 'Э
(61.3)
скорость кулисы О1С
d'b d /
— постоянная
1 -ф- /. COS ср
A(X + cos ф
--------------!----, Ш
I ‘7 A r-rso rr. _1_. > 1 ’
угловая скорость кривошипа Oi\.
ускорение кулисы
i/o>]
dt
ш2.
(61.4)
(61.5)
Кривошипно-шатунный, кулисные и многозвенные рычажные механизмы 555
ф = и (середина ее раоочего хода) и
Формула (61.4) дает для этих положений
кулисы
(61.6)
u>
ш;
ш ~
Ш.
При г.,. == 0, т. е. sin = О, выражение (61.4) для принимает наи-
большее значение (как легко проверить по следовательно, кулиса имеет наи-
большую угловую скорость при
(середина ее холостого хода),
соответственно: при ср = О
^Kiiiax ==
При ? - - ~
ш0ячпах ~
Скорость ползуна для изображен- i—------д
ного на фиг. 585 положения механизма
</т
v = ~ , где х—координата верхней
точки D серьги, шарнирно связанной
с ползуном, отсчитываемая от поло-
жения этой точки в начале рабочего
хода. Из фигуры получается
.с ф- b cos у = b cos у0 -ф I sin a -j- I sin
v -z I sin б — b cos 4- I sin а 4- b cos у,.
(61.8)
Здесь b—длина серьги, у—угол
наклона ее к направлению движения
ползуна. Угол ф отсчитывается от
среднего положения O.N кулисы с
соответствующим знаком: ф, <, 0 для
дуги BN, ф > 0 — для NA.
Отсюда скорость ползуна
г , di> . , . d-i
V - - --- = / COS Ф —— 4- О Sin-f —
lit ‘ dt 1 1 at
(61.9) Фиг. Г85.
и так как
— / cos 6, (61.10)
г. e.
, d-f di , . dr , . , di
6cosy —=/зшф—и 6siny^-=/зшф • tgy ^4,
io уравнение (61.9) принимает вид
V = I cos -J- -ф I sin 6 • tg у /(cos ф 4- sin ф • tg y) o\. (61.11)
или также
v = фу/-С--^~т) . (61.12)
cos 7 v f
При отсутствии серьги (фиг. 574, а) в формуле (61.9) b = 0, скорость ползуна
у = а>к/cos ф, и наибольшие по абсолютной величине значения ее отвечают сред-
ним положениям кулисы и ползуна, так как при ф = О и ф = т. скорость шк =
— <u«max и одновременно cos’V имеет максимальные значения +1 (ф = 0). Напротив,
для выбранного механизма с верхней серьгой наибольшие скорости ползун имеет
не при средних положениях кулисы, когда 6 = 0, а при иных. Действительно,
556 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
в выражении (61.11) при ф = 0 величины и cos Ф принимают свои наибольшие
значения, a sin Ф и tg 7— наименьшие; поэтому для рассматриваемого механизма
максимальные скорости ползуна во время рабочего и холостого ходов должны
быть определены из условия а = = 0. Ускорение а ползуна получается из фор-
мулы (61.12):
d" , Г cos (Ф— т) 2 sin (Ф—т) , 2 I sin2 Ф '
ТГ = 1 L --------------V TSisy
(61.13)
Приравнивая правую часть этого выражения нулю и решая полученное таким
образом уравнение совместно с уравнением (61.10), можно найти те величины
угла Ф, при которых v и принимают наибольшие значения. Решение возможно
с помощью построения кривых, изображающих оба уравнения, для чего необхо-
димо предварительно выбрать входящие в эти уравнения размеры /, b и Н ку-
лисного механизма. Можно также ограничиться составлением таблицы величин ф,
7 и v и найти и цОтах интерполированием.
Поскольку величину отношения с = Olnax-, которая выбирается до известной
шах
степени произвольно в пределах 2-3-3, нет надобности выдерживать с большой
точностью, а углы фтах и 70 = -[тах малы, в выражении (61.11) для скорости
ползуна можно пренебречь на данной стадии расчета произведением sin^.tgy
и принять v = ац./cosФ, как для механизма качающейся кулисы без серьги
(см. выше). Тогда на основании формул (61.6) и (61.7)
^тах — 1(<»к' COS ФН — о а,. о l> 0J — . ,
‘,т ’ 1 -j- к
(61.14)
^Ошах ~ ^(^Ъс • COS ^)^=п> ф^о — /• <0 j 7 " . I
Отсюда
^Отах
V
max
(61.15)
или, если подставить сюда X =
2/ + Ь
С ~ 21 —L'
(61.16)
Таким образом, отношение , не зависящее от угловой скорости криво-
^тах
шипа, возрастает с увеличением длины хода ползуна. Так как значение с задано
для наибольшей длины хода Z.max, то из последней формулы определяется необ-
ходимая длина I кулисы
2^ + Уах
2/-У ах
Стах —
(61.17)
откуда
,___ ^*тах
1 ~ 2
max ‘
max — 1
(61.18)
Из соотношения (61.15) и
г с — 1
Л " Т Г тут; Атах ~
фиг. 574
следует:
max стах — 1 в х гт
е ~~ с .I* Amin ~ ~р
* стах 4- 1 е
^mln
max ~f
ьтах
(61.19)
И
__ стах —- 1 , ^min
Гmax — е 11* Гmin '— Гт2х ------
max -j- 1 ьтах
(61.20)
Кривошипно-шатунный, кулисные и многозвенные рычажные механизмы §57
Отсюда, выбрав конструктивно величину эксцентриситета е, определяют rmax
и rmin—пределы регулирования радиуса г кривошипа. В большинстве случаев
е ~ (0,45-4-0,55)7.
Предельные числа и пг об/мин кривошипа находятся по заданным значе-
ниям тлпах и vmin. При п об/мин кривошипа время рабочего хода (см. фиг. 585)
1 2з
t=z~n--^MUH> . <61.21)
следовательно, средняя скорость хода при длине его L мм
— L Ln т. ,
v = ЛобП7 = -Голо • т м ман-
Отсюда
/1 = 1000--.-^.
(61.22)
(61.23)
Из фиг. 585 видно, что = у + а, где а = ф„1ах = arc sin у = arc sin X; поэтому
последняя формула может быть написана также в виде
и = 1000 -£.^-+-2-^rc si-n А- (61.24)
Необходимые предельные значения угловой скорости кривошипа
innnumm ~ + 2 arc sin /.„,a.(
пш1п = ЮОО--------------------
Amax 71
"max 71 + 2 ЗГС Sin
«г = «max = Ю00 ----------------------------
ь „,1П я
(61.25)
Здесь , Lmin, vmaK заданы, a Ami,, и kmax вычислены по форму-
лам (61.19).
Диапазон регулирования оборотов кривошипа
.. п Lm-i я ~г2 afc sin Xmi„
Rn = = -2Н21- . -----—------__. (61.26)
«1 Lmin Vmin Jt + 23rcSinAfflax V 7
Аналогично определяются основные кинематические параметры и необходимые
для дальнейшего расчета зависимости <ок , ек , v, v0, а для кулисных механизмов
других типов. Кинематический расчет многозвенных механизмов производится, как
правило, графически, так как аналитические зависимости получаются нередко
слишком сложными для практического пользования.
Даже при совершенно равномерном вращении кривошипа остальные элементы
механизмов рассматриваемой группы движутся со скоростями, переменными по-
величине и направлению; поэтому, определяя силы и моменты, действующие
в механизме, следует принимать в расчет силы инерции отдельных частей его.
Следует также учитывать силы трения в направляющих ползуна (долбяка, стола),
в направляющих камней, в шарнирах, в опорах валов и пр. Точный динамический
расчет кулисных и многозвенных механизмов получается при этом очень громозд-
ким. Поэтому при проектировании станков с такими механизмами в практике
довольствуются менее точными методами расчета, пренебрегая теми второстепен-
ными факторами, влияния которых на результаты вычислений невелики. Прибли-
женность расчета компенсируется уменьшением допускаемых напряжений на 20—25°/0.
При расчете деталей кулисного или многозвенного механизма на прочность,
жесткость или износостойкость определяют действующие на рассчитываемую деталь
усилия и моменты из условий ее равновесия. В составляемые для этого уравнения
статики входят:
а) Соответствующие составляющие силы резания при полном использовании
мощности станка.
558 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
б) Собственный вес деталей. Обычно достаточно принимать в расче: лишь вес
более тяжелых деталей — ползуна, стола и т. п., кулис и балансиров. Весом таких
деталей, как камни, ползушки, серьги и т. п., можно пренебрегать. Нередко и вес
кулис пренебрежимо мало влияет на результаты расчета.
в) Силы инерции деталей. Они определяются по формулам, известным из курса
„Теория механизмов и машин". Для составления уравнений равновесия часто
бывает удобно разложить силу инерции летали на нормальную и касательную
составляющие.
г) Силы трения в направляющих
колеса. Силами трения в шарнирах
осложнять расчет.
д) Тяговое усилие, действующее
уравнений равновесия этой детали,
также давления ее на напра-
вляющие, что необходимо для
расчета сил трения (ср. опреде-
ление этих сил для каретки
супорта токарного станка в
§ *5).
Тяговое усилие можно при-
станины и кулис и на зубьях кривошипного
обычно пренебрегают, чтобы не слишком
на ползун, стол или т. п. Оно определяется из
причем одновременно вычисляются из них
—— учета сил трения и сил инерции кулису
... — с учетом.............. • • • •
Фиг. 586.
ближенно вычислять по формуле, аналогичной по структуре формулам (11.19)—
(11.23): тяговое усилие
Q = kP:+f\(Py-Gn)\ + Fn,
где Р, и Ру — составляющие силы резания (см. фиг. 587);
Qn — вес ползуна;
Fn— сила инерции ползуна;
k е 1,10 > 1,25 — опытный коэфициент, учитывающий увеличение тягового усилия,
обусловленное стремлением ползуна к опрокидыванию:
f = 0,14-0,15 — коэфициент трения в направляющих станины.
В целях большей надежности расчета в последней формуле обычно опускают
величину Gn .
Так как все получающиеся из расчета усилия и моменты переменны, то для
определения их расчетных (наибольших) значений удобнее всего составить таблицу
необходимых величин, принимая за аргумент угол <₽ поворота кривошипа
(см., например, фиг. 585). Вычисления производятся для <₽ в пределах от 0 до 360'
Канатный привод
559
через равные промежутки Дф = 10°, 15° или 22,5' (для того, чтобы в таблицу
вошли значения ^ = 90°, 180° и 270°), а кроме того, для значений у, отвечаю
тих положениям реверсирования; например для кулисного механизма по схеме
фиг. 585 — для ф = !i и ф = 360°— ji.
По вычисленным значениям крутящего момента можно построить график, не-
обходимый для расчета мощности приводного электродвигателя. Пример такого
графика, построенного для поперечно-строгального станка с приводом качающейся
кулисой по схеме фиг. 574, а (кулиса, постоянной длины без серьги) в результате
выполненного в ЭНИМС проверочного расчета, представлен на фиг. 586. Кривые
изображают значения крутящего момента, вычисленные без учета сил трения и сил
инерции кулисы (пунктирная кривая) и с учетом этих сил (сплошная кривая).
Расчет механизмов рассматриваемой группы может быть сильно сокращен, если
проводить его лишь для тех положений механизма, при которых определяемые усилия
принимают свои наибольшие значения. Для не слишком сложных механизмов эти
положения можно обычно установить на основе анализа общих формул, а иногда и про-
стейших рассуждений. Так, например, для механизмов с качающейся кулисой
усилия Рс , Рк и Рй (фиг. 587) определяются для положения кулисы, отвечающего
моменту врезания резца; кривошип занимает в это время положение, приблизи-
тельно перпендикулярное среднему положению кулисы, т. е. при обозначениях
фиг. 585 и 587 когда ф = 270° или несколько меньше этого значения. Крутящий
момент М,- и давление Рд на вал кривошипного диска достигают максимума при-
мерно при среднем положении кулисы во время хода резания, т. е. при с - 0 или
несколько больше нуля. Для этих значений общие формулы сильно упрощаются,
тем более что при таком приближенном расчете нет необходимости учитывать силы
трения, силы инерции и вес кулисы.
§ 62. 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 хонинговальном станке отечественной конструкции. Кинема-
тическая схема станка представлена на фиг. 588. Как видно из нее, стальной трос
своими обоими концами закреплен в инструментальной каретке 4 и, огибая с одной
560
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
стороны канатный барабан б, расположенный на правом торце станины, а с другой
стороны блок 2, образует таким образом 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 муфты 10. Конструкция барабана и червячной пере-
дачи показана на фиг. 589. Для перемещения каретки вручную служит маховичок 11,
Фиг. 589.
сообщающий вращение блоку 2 через зубчатую передачу 3—I с внутренним заце-
плением.
Канат закреплен в каретке станка посредством пружин (фиг. 590), которые
амортизируют случайные толчки. При помощи их регулируется также натяжение
каната.
ф|ц. 590.
Направления движения каретки в концах хода изменяется реверсированием
электродвигателя от упоров, устанавливаемых соответственно длине хонингуемого
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.
В станке для шлифования кромок броневых плит и листов длиной до 2400 мм,
изображенном на фиг. 591, шлифовальная головка монтирована на стальной свар-
ной тележке с четырьмя жолобчатыми колесами, которые катятся по цилиндриче-
Устройство с движением от рессоры
561
ским направляющим, параллельным столу для изделия. Движение сообщается
тележке посредством стального каната, навивающегося на барабан, приводимый от
электродвигателя мощностью 0,5 л. с.
Фиг. 591.
Канатный привод имеет в станках лишь ограниченное применение, так же как
и привод посредством стальной ленты, наматывающейся на барабан (применяется,
например, в некоторых моделях специальных расточных станков).
§ 63. УСТРОЙСТВО С ДВИЖЕНИЕМ ОТ РЕССОРЫ
При шлифовании часто
речную подачу шлифовального
щения круга в течение неко-
торого времени, до вывода
искры (.выхаживание" шлифуе-
мого изделия). Эта задача мо-
жет быть решена различными
способами, например приме-
нением соответственно про-
филированного кулачка попе-
речной подачи, автоматическим
регулированием величины по-
дачи но желаемому циклу и
пр. Своеобразное конструктив-
ное решение этой задачи при-
менено в изображенной полу-
схематически на фиг. 592 шли-
фовальной головке станка,
работающего по способу врез-
ного шлифования.
Головка состоит из осно-
вания 7, которое можно мон-
тировать на станине станка,
с направляющими для салазок
порт 2, связанный с ними рессорой
второй — к супорту. Быстрый подвод
36 Ачеокаи Н. С. £6»
бывает необходимо к концу операции замедлить попе-
круга и затем прекратить ее, не останавливая вра-
6 На
Фиг. 592.
салазках установлен шлифовальный еу-
5: один конец ее прикреплен к салазкам,
круга к заготовке и отвод от нее произво-
562
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
дятся поперечным перемещением салазок 6; рессора 5 в это время не деформи-
руется и, следовательно, супорт 2 вместе со шлифовальным кругом движется как
одно целое с салазками. Медленная рабочая подача круга и шлифование без по-
дачи — выхаживание — производятся перемещением супорта 2 по неподвижным в это
время салазкам. Для этого насос, который приводится от электродвигателя 3
шпинделя, подает масло под поршень 4, соединенный штоком с рессорой. Под-
нимаясь, поршень постепенно выпрямляет рессору, и передний конец ее, скреплен-
ный с супортом, перемещает его с подачей, которая постепенно уменьшается по
мере уменьшения кривизны рессоры. Когда рессора совершенно выпрямлена, по-
дача прекращается; при положении ее, близком к этому, подача очень мала, так
как горизонтальное перемещение конца рессоры становится в несколько сот раз
меньше вертикального перемещения поршня. Отсюда, в частности, следует, что
неточность движения поршня в конце рабочего хода, т. е. при приближении к оконча-
тельному размеру шлифуемого изделия, практически не влияет на точность
обработки.
Требуемая скорость рабочей подачи устанавливается при помощи клапана, ре-
гулирующего подачу масла под поршень 4, а время выхаживания — посредством
специального прибора с часовым механизмом.
Достоинство описанного устройства — отсутствие в нем таких сопряжений, в кото-
рых в результате износа образуются чрезмерные зазоры (игра). Однако при посто-
янной скорости поршня рабочая подача супорта, очевидно, не может быть совер-
шенно равномерной; этот недостаток должен сказываться тем сильнее, чем больше
ход супорта, что ограничивает применение этого устройства. Лишь при характер-
ных для чистового шлифования малых толщинах снимаемого слоя этот недостаток
не имеет существенного значения.
Копировальные устройства для осуществления прямолинейных
движений (конусные линейки) известны из „Общего курса станков" и поэтому здесь
не рассматриваются.
§ 64. ПАНТОГРАФНЫЕ УСТРОЙСТВА
Применение пантографных устройств в копировально- и гравировально-фрезер-
ных станках (например в моделях 6463 для плоского и 6461 для объемного копи-
рования), 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 расточных
станках) основано на использовании некоторых свойств пантографа — шарнирного
параллелограма с удлиненными сторонами или дополнительной связью между
параллельными сторонами. Схемы нескольких вариантов пантографа, применяемых
в названных станках, изображены на фиг. 593, а — г. Если О — неподвижная ось
пантографа, а в точках А и В, лежащих на одной прямой с О, поместить в одной —
щуп (штифт, трэйсер), а в другой — ось инструмента, то при движении пантографа
оси щупа и инструмента будут описывать геометрически подобные фигуры. Поэтому,
чтобы получить на заготовке желаемый плоский контур, нужно перемещать щуп
вдоль контура шаблона или чертежа, геометрически подобного требуемому. В ука-
занном свойстве пантографа легко убедиться следующим образом.
Пусть при одном из положений пантографа, построенного по любой из схем
фиг. 593, 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. Действительно,
так как BD || AF, то треугольники ОСВ и О ЕД 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 пропорцию ОС: СВ —
== OF'.FA, по длине неизменны, то она остается в силе при всех положениях
пантографа, треугольники ОСВ и OFA всегда подобны, а следовательно, точки
А, В и О всегда остаются на одной прямой.
Пантографные устройства
Предположим, что пантограф движется, и вектор V[> изображает на фиг. 594
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, to vb = vB0 vBc,
ростами точки А при этих двух
как всегда AF || СВ, то векторы
wB0, vaf и т>Вс попарно параллельны. Кроме того,
где т>во I О АВ и vBc I СВ. Составляющими ско-
вращениях будут идо_]_ОЛВ и -ед/. .4F; так
скоростей vA0 и
VAO
VBO
— _ OF FA
~ 7)B ~ ОС ~ СБ
_^AF_
~VBC
Следовательно,
FA OF
= CB^ Ос
VAO
VBO
v АР
Vpc
а так как vA = х»до+ v ар, то векторы vA и
Ул параллельны и vA : Vp — i.
Таким образом векторы мгновенных скоростей
точек А и В при произвольном движении пантографа всегда параллельны и нахо-
дятся в постоянном отношении. Это значит, что фигуры, описываемые точками А
и В, геометрически подобны.
Совершенно аналогично можно доказать это положение для всякого другого
пантографа. Если неподвижная ось О пантографа расположена между точками А и В,
и
то векторы их мгновенных скоростей гд и ив, оставаясь параллельными, будут
направлены в противоположные стороны, т. е. обработанный контур будет повер-
нут на 180° относительно контура копира (чертежа или шаблона): это необходимо
учитывать при установке на станке заготовки и копира (ср. например, фиг. 595 и 596).
Величина i называется передаточным отношением пантографа, и, как следует
564
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
из предыдущего, указывает величину отношения линейных размеров фигур, опи-
сывае-мых точками А и В. Обычно шаблон или чертеж выполняется в масштабе tn > 1.
и при настройке пантографа на передаточное отношение i = — изделие получает
требуемые размеры; погрешности контура копира переносятся при этом на изде-
лие уменьшенными по абсолютной величине в m раз.
Постоянное передаточное отношение имеют лишь пантографы, предназначенные
для узко специальных станков или для правки профиля фасонных шлифовальных
кругов (например, в зубошлифовальных станках). В большинстве случаев величину i
можно регулировать в некоторых пределах, обусловленных конструкцией панто-
графа. Так как пантографные устройства станков работают большей частью с умень-
шением против размеров копира, то, как правило, 7 < 1. Значение 7=1 недо-
стижимо в тех случаях, когда оси щупа и инструмента расположены по одну сторону
от неподвижной оси пантографа; при схемах по фиг. 593, а — г i = OF:OC;
Фиг. 595.
пантографа гравировального
поэтому i = 1 для пантографов
по схемам фиг. 593, а и б
невозможно.
В пантографных устрой-
г " 1
ствах станков обычно i = —
1
1 1 1 Л,
или -j-v до = -+~ вл- Установка
1,5 5 50
требуемого передаточного от-
ношения производится измене-
нием длин плеч пантографа пу-
имеются две ползушки 7 и
тем перемещения вдоль них
ползушек. Так, например, у
изображенного на фиг. 595
станка, построенного по схеме фиг. 593, в,
2, позволяющие изменять положения щупа В и
оси О и регулировать таким способом передаточное отношение устройства в пре-
делах между -и Теоретически оно может быть уменьшено до нуля при совпадении
1 О'»
осей О и В с осью шарнира 5; практической надобности в I < - -ь- обычно нет.
Также и у пантографа по фиг. 596 передаточное отношение можно регулиро-
ван, в диапазоне от уу л0 pj с помощью трех ползушек 7—3. Ползушки 7 и 3
необходимы для параллельности противоположных сторон параллелограма, пол-
зушка 2 — для установки точки А на прямой ОВ.
Как показано на фиг. 595 и 596, 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.
Конструктивное выполнение пантографных устройств станков поясняют
фиг. 597—600.
На фиг. 597 изображен гравировальный станок для плоских работ (мощность
двигателя 0,3 л. с.). Передаточное отношение пантографа i = н- .
Широко применяются пантографы в профильношлифовальных и зубошлифо-
вальных станках для правки алмазами фасонного шлифовального круга. Схема
такого устройства показана на фиг. 598. Для точной установки шлифовального
круга относительно изделия профильношлифовальные станки снабжаются обычно
микроскопом, как показано на схеме. На фиг. 599 изображена схема пантографного
устройства для алмазной правки боковых сторон эвольвентного профиля круга
зубошлифовалыюго станка, на фиг. 600—конструкция этого устройства. Переда-
Пантографные устройства
535
точное отношение пантографа 7=-^- здесь неизменно, и поэтому шаблоны с тре-
буемым эвольвентным профилем строят всегда в масштабе 6:1. Устройство при-
водится в движение вручную посредством рычага.
Фиг. 59G.
В станках с пантографными устройствами инструмент приводится от электро-
двигателя обычно посредством клиновых или круглых ремней. Так как положение
инструмента во время работы непрерывно
быть сконструирована так, чтобы натя-
жение ремней оставалось постоянным
при всех положениях пантографа.
Достоинство пантографных 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-—-малая
жесткость их, обусловленная самой кон-
струкцией и большим количеством шар-
ниров, а также трудность автоматизации
движения щупа и тем самым всего устрой-
ства; поэтому во многих станках обвод
щупом контура копира производится
вручную. Существуют, однако, также
автоматически действующие пантографные
устройства. Так, если при конструкции
его по схеме фиг. 599 тягу 7 — 1 связать
с рычагом, управляемым не от руки, а
механически или гидравлически (от штока
поршня гидравлического цилиндра, как
сделано в действительности в пантографе
зубошлифовальных станков некоторых
моделей), то ощупывание штифтом кон-
тура шаблона будет происходить автома-
изменяется, то ременная передача должна
Фиг. 597.
тически. Прижатие щупа к шаблону может быть обеспечено пружинами, i рузом или
давлением масла.
Повышение жесткости пантографа достигается увеличением жесткости всех его
звеньев путем подбора наивыгоднейших форм их сечений и надлежащих размеров
566
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
их, л отчасти уменьшением его веса (пантографы из дуралюмина и тому подобных
сплавов позволяют уменьшить вес на 50—60°/0).
Фиг. 598.
Пантографные устройства могут быть использованы не только для плоских,
яо и для пространственных движений. Однако при этом конструкция механизма
Фиг. 600.
осложняется, жесткость его еще меньше, чем плоского пантографа, и поэтому
такие механизмы применяются в станках сравнительно редко.
§ 65. 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 назначения. Подробное рассмотрение их здесь невозможно,
и ниже приводятся лишь общие указания о способах решения упомянутой задачи
при проектировании копировальных станков.
Ус тройства для реализации сложных плоских движений инструмента (или заго-
товки) могут быть распределены на две принципиально различные группы—
устройства, работающие: а) без применения копира и б) от копира, изготовленного
Копировальные устройства
567
и виде шаблона из металла, пластмассы, дерева и т. п. или в виде чертежа, пред-
ставляющего по существу графический шаблон. Последний должен быть выполнен
с такой же точностью, как всякий другой шаблон, и на материале, не деформи-
рующемся 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 резцу), профиль которого строится как сопряженный
требуемому профилю. Такой инструмент дорог, и применение его экономически
оправдано лишь при достаточно большом масштабе производства. Обработку из-
делия можно производить на обычном зубодолбежном станке.
Возможность решения по второму варианту сильно ограничена тем, что далеко
не для всякого профиля можно подобрать кинематическую схему и построить
практически пригодный механизм, одна из точек которого описывала бы требуе-
мую траекторию хотя бы с достаточным приближением. Это решение, если оно
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 лишь копир и инструмент.
Точность обработки по копиру может быть очень высокой, на что указывает,
например, применение их для правки абразивных кругов профильношлифовальных
и зубошлифовальных станков. Иногда применение копира диктуется тем, что иной
способ обработки требуемого профиля вообще невозможен.
Эти достоинства устройств с копирами заставляют мириться с их недостатками,
к числу которых относятся: 1) трудность или невозможность обвода щупом про-
филя копира в тех местах, где резко изменяется направление касательной к про-
филю (прямые, острые углы и т. п.); 2) непостоянство скорости подачи вдоль
профиля изделия (по касательной к профилю), обусловленное тем, что эта ско-
рость слагается геометрически из скорости подачи, не управляемой копиром,
например подачи стола от ходового винта, и скорости так называемой следящей
подачи-—от копира, причем оба движения подачи автоматически не связаны;
3) в известных случаях — высокое давление между щупом, имеющим форму пальца
или ролика, и рабочей поверхностью копира, что влечет за собой усиленное
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,
выполняющего функции датчика импульсов при каждом отклонении инструмента
от этой траектории, направленных к устранению их; в) усилительного устройства,
имеющего назначением усиливать слабые импульсы следящего устройства до такой
величины, которая необходима для управления; г) исполнительным механизмом.
Принципиальная схема такой системы представлена на фиг. 601. Небольшое давление
копира 10 на щуп 9 следящего устройства 8 вызывает перемещение щупа, посы-
лающее импульс в усилитель 1. Усиленный импульс передается в узлы 2 и 7 упра-
вления исполнительными механизмами 3 и 6', вследствие чего фреза 4 копирует
на заготовке 5 форму копира 10. Эти узлы могут быть конструктивно оформлены
самым различным образом; например, если в приводе подач применены электро-
двигатели постоянного тока, роль этих узлов играют обмотки возбуждения этих
двигателей и т. д.
568
Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
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.
Копировальные системы со следящими и усилительными устройствами, приме-
няемые в современных станках, чрезвычайно разнообразны по схеме и конструк-
тивному выполнению. В них широко используются и комбинируются средства
электротехники, гидравлики, пневматики, иногда и оптические устройства.
В копировальных системах без усилителя функции следящего устройства
выполняет щуп, который в
этом случае непосредственно управляет исполнительным
механизмом. По типу конструкции они могут бы и,
распределены на следующие группы:
1. Устройства с жесткой связью между
щупом и режущим инструментом. Оба они устано-
влены в общем корпусе (супорте), который совер-
шает вместе с ними плоское движение по траекто-
рии, определяемой профилем копира. Постоянный
контакт щупа с последним создается пружинами,
гидравлическим давлением, грузом или усилием рабо-
чего. Наиболее распространенные схемы работы таких
устройств представлены на фиг. 602, а — г. На них
обозначены цифрой 1 щуп (копирный палец или
ролик), 2 — режущий инструмент, 3 — копир, 4 -
заготовка изделия и 5—стол станка.
Целесообразнее пользоваться копиром, размеры
которого больше размеров изделия, так как при этом крутизна его профиля
меньше, чем у изделия. Это следует из того, что при неизменном межосевом
расстоянии одна из составляющих
результирующих скоростей у щупа
и копира одинакова. Благодаря это-
му при применении таких копиров
возможно обрабатывать детали с
более резкими изменениями хода
кривой профиля, чем в случае поль-
зования копиром в масштабе 1 :1
относительно изделия. Кроме того,
усилия на копире увеличенного раз-
мера меньше; поэтому схемы по
фиг. 602, б и в заслуживают пред-
почтения. В станках, работающих
по этим схемам, межосевое рас-
стояние а можно регулировать, что
дает возможность пользоваться ко-
пирами различных масштабов.
Схема по фиг. 602, г получается
из двух предыдущих, если вращение
стола заменить прямолинейным движением его. Очевидно, что при этой схеме
копирование возможно лишь в масштабе 1:1. Если предусмотреть для копира
и заготовки отдельные столы, которые могут двигаться с различной скоростью,
то при прямолинейном движении столов станка также возможно будет использовать
преимущества „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. 602, а и б копировальные ролики — конические. Перестановка такого
ролика вдоль оси позволяет компенсировать уменьшение диаметра фрезы после
переточки.
2. Устройства с пантографом рассмотрены в предыдущем параграфе.
Копировальные устройства
569
3. Устройства с рычажными системами обладают большой универ-
сальностью и при правильной конструкции системы жесткостью более высокой,
чем пантографные устройства. В качестве примера такого конструктивного решения
на фиг. 603 изображена рычажная система копировально-фрезерного станка с ги-
дравлической подачей. Вокруг вертикальной колонки 9 могут свободно поворачи-
ваться фасонные рычаги 8 и 10. С первым из них шарнирно связаны рычаги 7
и 72, со вторым — рычаги 11 и 13, образуя двойной параллелограмм, как схема-
тически показано на нижней фигуре. Рычаги 7 и 13 соединены шарниром 6,
втулка которого закреплена в крестовом
столе 14 для копира; аналогично, ры-
чаги 11 и 12 соединены шарниром 7.
При движении оси шарнира 6 по какой-
либо плоской кривой ось шарнира 1 опи-
сывает траекторию, конгруэнтную с этой
кривой, но повернутую на 180° по отно-
шению к ней.
Для возможности изменения мас-
штаба копирования к механизму двой-
ного параллелограма добавлен рычаг 2.
Один конец его связан универсальным
шарниром с двойным параллелограмам,
второй конец — универсальным шарни-
ром 5 с крестовым столом 15, на кото-
ром закрепляется заготовка. Так как ры-
чаг 2 — первого рода, то ось шарнира 5
будет описывать кривую, ориентирован-
ную одинаково с профилем копира.
В своей средней части рычаг 2 имеет
прорезь, в которой закрепляется пол-
зушка 4, шарнирно связывающая этот
рычаг с кронштейном 3. В соответствии
с масштабом копира изменяют отноше-
ние плеч рычага 2, передвигая для этого
кронштейн 3 в направляющих вертикаль-
ной стойки станка и устанавливая таким
образом ползушку 4 в соответствующем
месте рычага 2. Это устройство позволяет
изменять масштаб копирования бесступен-
чато в пределах от 1:1 до 1 :3.
Рычажные системы, подобные описанной,
большие,
статок их — большое число шарниров.
4. Устройства с зубчатыми
Фиг. 603.
могут передавать усилия, значительно
чем пантографы обычного устройства, применяемые в станках. Недо-
передачами для координирования дви-
жений щупа и режущего инструмента хотя и встречаются в копировальных станках,
однако лишь редко, так как наличие зазоров в зацеплениях приводит к образо-
ванию на обрабатываемом профиле уступов при изменениях направления движения
щупа.
Каждое из устройств, отнесенных выше к четырем группам 1—4, допускает
большое число конструктивных вариантов. Кроме того, возможно также комбини-
ровать между собой устройства, относящиеся к различным группам.
Большие преимущества копировальных устройств с усилителями — широкие воз-
можности полной автоматизации их работы, высокая точность обработки и большая
производительность — привели к тому, что в последние годы конструкции копи-
ровальных станков всех типов развиваются в направлении использования в них
именно таких систем. Механическая часть их, как правило, проще, чем в станках
с копировальными устройствами без усилителей, и основные функции выполняются
570 Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского движений
электроаппаратурой, в том числе и ионно-электронной и фотоэлектрической,
устройствами гидравлическими и пневматическими. Комбинирование различных
средств в следящем устройстве, усилителе и исполнительном механизме приводит
к очень большому числу конструктивных вариантов, из которых реализованы,
однако, сравнительно немногие. Соответствующие схемы и конструкции устройств
рассматриваются в курсах .Электропривод" и .Гидропривод станков".
. РЕКОМЕНДУЕМАЯ ДИТЕРАТУРА
1. Артоболевский И. И., Блох 3. Ш„ Добровольский В. В, Синтез меха-
низмов, Гостехиздат, 1944.
2. Б р у е в и ч Н. Г., Точность механизмов, ГТТИ, 1946.
3. Д о б р о в о л ь с к и й В. В., Теория механизмов, Машгиз, 1946.
4. Р е ш е т о в Д. Н., Расчет деталей станков, Машгиз, 1945.
5, Нормаль станкостроения ДО-2 „Технические условия на ходовые винты и гайки к ним",
ЭНИМС, 1945.
6. Соболев Н. П„ Разметочно-сверлильные станки и работа на них, Машгиз, 1947.
7. Спивак Э. Д„ Деформация ходовых винтов и методы ее устранения, „Станки н инстру-
мент' № 2, 1941.
8. Ш а ш к о в И. Е., О влиянии кручения на устойчивость и критическое число оборо-
тов вала, „Прикладная математика и механика', т. 3, вып. 2, 1939.
9. Б р у е в и ч Н. Г., Об ошибке передаточного отношения плоского кулачкового ме-
ханизма, „Известия Академии Наук СССР, Отдел, техи. наук' № 5, 1947. ,
10. Решетов Л. Н., Кулачковые механизмы. Машгиз, 1948, J '
11. Ш а с к о л ь с к и й Б. В., Расчет предельных углов подъема кулачков станков-авто-
матов, „Станки и инструмент' № 8, 1947.
12. Шаумян Г. А., Основы теории проектирования станков-автоматов, Машгиз, 1946.
1о. Беккер И. Э. и Лапо вок В. И., Сравнительный анализ двух методов динами-
ческого расчета кривошипно-шатунного механизма, „Вестник машиностроения" №4, 1939.
14. Н е м и р о в с к и й А. С., Расчет и исследование кулисного механизма поперечно-
строгального станка, „Труды Московского станкоинструмеитального института
им. И. В. Сталина", вып. 9, 1949.
15. Решетов Д. Н. и Левит Г. А., Типовые расчеты элементов станков, вып. IV,
ЭНИМС, 1942.
16. Барун В. А., Металлорежущие станки точной индустрии, Оборонгиз, 1938.
17. Эрлих Л. Б., Движение супорта как автоколебательный процесс, „Станки и инстру-
мент' № 7, 1948.
18. Соколов Т. Н. и Дружинский И. А., Автоматическое копирование на металло-
режущих станках. Машгиз 1949.
ГЛАВА ХИ
МЕХАНИЗМЫ ДЛЯ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ ПЕРИОДИЧЕСКИХ (ПРЕРЫВИСТЫХ)
- ДВИЖЕНИЙ
§66. 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 началом 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).
Г , К числу наиболее обычных в станках периодических движений относятся:
1) движения подачи в станках с прямолинейным главным движением — стро-
гальных и долбежных, а также в лоботокарных станках;
2) движения подачи на глубину резания (на стружку) в шлифовальных станках
различных типов и в некоторых отделочных, например, в шевинговочных;
3) повороты заготовки в зуборезных станках, работающих по методу деления —
(периодического деления);
4) повороты револьверной головки, несущей инструменты, или—реже—заготовки
в револьверных станках, токарно-револьверных автоматах и полуавтоматах и в
некоторых других многоинструментных станках;
5) повороты шпиндельного блока в многошпиндельных 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
устройств автоматических линий станков.
Особенно многие движения имеют периодический характер в автоматах и полу-
автоматах различного назначения, работающих по циклу. 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 дви-
жения в некоторых зубообрабатывающих полуавтоматах, работающих по методу
обкатки (огибания).
При конструктивной разработке устройства для автоматического осуществле-
ния таких периодических движений можно избрать один из следующих принципи-
ально 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, которая часто
572 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
может быть сделана очень короткой, может состоять из наиболее обычных пере-
дач— зубчатых, червячных, винтовых и. пр.; выбор передач зависит от требуемой
величины, иногда и от скорости перемещений, а также и от характера их (прямо-
линейные, 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
вращается непрерывно, и периодичность (прерывистость) перемещений достигается
разрывом кинематической связи (с помощью, например, муфты, храповой передачи,
мальтийского механизма) в каком-либо месте цепи на вся время, пока соответствую-
щий элемент станка должен оставаться в покое. В определенный момент цикла
эта кинематическая связь снова автоматически восстанавливается, происходит необ-
ходимое 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 соот-
ветствующей детали или узла станка (см., например, фиг. 65 0).
Устройства первого типа, с приводом периодических движений от отдельного
электродвигателя (стр. 571), применяются в современных станках пока еще 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
приводом 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 должны предъявляться к механизмам для поворота шпиндель-
ных 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 не-
которых отделочных станков. Менее строгим, однако, все же довольно высоким
требованиям должны удовлетворять устройства для подачи на глубину резания
у шлифовальных станков для предварительной обработки. Напротив, от механизма
подачи супорта продольно-строгального станка, стола поперечно-строгального или
долбежного станка нет оснований требовать такой же высокой точности осуще-
ствляемых им перемещений, как, например, от делительных (индексирующих)
устройств зуборезных станков или многошпиндельных токарных автоматов.
При проектировании 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, начальными и вызванными износом зазорами в сопряжениях его 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
высокие требования, то в конструкции станка необходимо предусмотреть особые
Периодические движения в станках
573
фиксирующие механизмы, которые обеспечивали бы точность положения пе-
риодически перемещаемой части станка в конце каждого перемещения, запирая ее
в этом положении при помощи автоматически действующего фиксатора или фик-
саторов. Их функцией является также сохранение неизменности положения пе-
риодически поворачиваемой части станка, когда механизм периодического переме-
щения не самотормозящийся.
Если в постоянстве величины отдельных периодических перемещений не г 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, пре-
кращающий перемещение этой части станка в тот момент, когда она займет тре-
буемое конечное положение (см. гл. XIV, §81, Б).
Из многочисленных механизмов, с помощью которых возможно производить
периодические движения, в современных станках используются главным образом
следующие: 1) кулачковые механизмы
различных типов; 2) механизмы с обгон-
ными муфтами; 3) храповые механизмы;
4) мальтийские механизмы.
В единичных моделях станков встре-
чаются и другие механизмы (см. стр.
606 — 607).
В зависимости от характера требуе-
мого движения — оно может быть прямо-
Фпг. 604.
линейным, вращательным или качательным — и величины периодических перемеще-
ний названные механизмы комбинируются между собой или с различными пере-
дачами— зубчатыми, червячными, винтовыми, планетарными и т. д., которые
должным образом преобразуют исходное движение. Если величина периодических
перемещений должна допускать регулирование, как это требуется от большинства
механизмов этого рода, применяемых г; станках, то в цепи этих перемещений
нужно предусмотреть соответствующее регулирующее устройство. ~ *
Возможность использования кулачковых механизмов для осуществления перио-
дических движений вытекает из сказанного в § 60; для этого можно, например,
придать кривой кулачка форму, схематически показанную на фиг. 604, а для диско-
вого кулачка и на фиг. 604, б (развертка) для барабанного или колокольного.
Участкам кривой, концентричным с осью кулачкового вала, на первой схеме,
и лежащим в плоскостях, перпендикулярных этой оси, на второй, отвечают паузы
в движении детали станка или узла, который получает периодические перемещения.
В качестве примера кулачков такого назначения можно привести одно-, двух-
и трехпроходные плоские кулачки зубодолбежных станков (для врезания на глубину),
известные из „Общего курса станков". При большой общей длине перемещения
использование кулачков затрудняется причинами, указанными на стр. 540.
Обгонную муфту удобно использовать в таких цепях периодических перемеще-
ний, где движение первого ведущего звена цепи — возвратно-поступательное: при
движении его в одну сторону обгонная муфта создает жесткую кинематическую
связь между соответствующими элементами цепи, при движении этого звена
74
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
Фиг. 605.
Храповые механизмы
575
в обратном направлении муфта разрывает связь. Пример применения муфты обгона
в механизме подач гидрофицированного поперечно-строгального станка приведен
на фиг. 605, а и б. Как видно из кинематической схемы (фиг. 605, а), импульс
сообщается здесь поршнем-рейкой гидравлического цилиндра подачи сцеплен-
ному с рейкой зубчатому колесу z = 28 с роликовой
обгонной м^этой во втулке. Через конический трен-
зель, реверсирующий подачи, движение передается да-
лее либо винту горизонтальных подач — через цилин-
дрическую зубчатую передачу 30:26, либо винту
вертикальных подач — через такую же передачу 30:46
и червячную 1 :28. Конструкция этого механизма по-
дач показана на фиг. 605, б. При возвращении поршня
в исходное положение зубчатое колесо Z = 28 пово-
рачивается в обратную сторону, по 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. 606 механизме для перио-
дических поворотов шпиндельного блока четырехшпин-
дельного автомата использованы одновременно кулаки
и обгонная муфта. На распределительном валу 10
автомата, вращающемся с постоянной скоростью, за-
клинены рядом два кулака 9 и 77, с которыми нахо-
дятся в постоянном соприкасании ролики 6 и 8 зубча-
того сектора 5. Кривые этих кулачков профилированы
Фиг. 606.
таким образом, что сектор 5 периодически совершает качательное
движение па
оси 7. Это движение через зубчатые колеса 4 и 3 передается венцу 2 шпиндель-
ного блока 7. В общей втулке колес 3 и 4 помещена муфта обгона, благодаря
чему повороты блока 7 могут происходить только в направлении, показанном
стрелкой.
§ 67. 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, ограничено.
Поэтому храповые передачи используются особенно часто в механизмах подач стан-
ков с возвратно-поступательным движением стола или инструмента, в которых перио-
дическая подача производится во время перебега или быстрого обратного холо-
стого хода (строгальные, долбежные, шлифовальные, шевинговочные станки).
Менее часто применяются эти передачи в станках других типов.
В большинстве случаев храповые механизмы используются для прямолинейного
перемещения соответствующей части станка: собачка периодически поворачивает на
определенный угол храповик с наружными или внутренними зубьями, кинематически
связанный с ходовым винтом, который и осуществляет требуемое прямо инейное
перемещение стола, супорта и т. п. С помощью храповой передачи в станках про-
изводятся также и круговые периодические перемещения.
Поворот храповика за одно двойное качание собачки достигает иногда 90—100°, 0,
однако в большинстве случаев наибольший угол поворота храповика значительно
меньше.
Величина периодического перемещения, производимого с помощью храпового
механизма, должна, как правило, допускать регулирование. Это может быть дости-
гнуто 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
576
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движении
собачки на части этой дуги, благодаря чему собачка будет поворачивать храповик
всякий раз лишь на часть угла, описываемого ее рычагом.
Механические варианты первого решения схематически показаны на фиг. 607, а-а\
на всех трех схемах буквой О обозначены оси качания рычагов, сплошными стрел-
ками— направления рабочих движений, пунктирными — холостых. Размах рычага,
несущего собачку и свободно качающегося на валике храповика,«Урегулируется
перестановкой ползушек В в пазу кривошипного диска на фиг. 607, а или в про-
резях кулисных рычагов при схемах по фиг. 607, б и в. В конструктивном выпол-
нении детали, образующие эти механизмы, могут иметь самые разнообразные формы;
Фиг. 667.
для примера на фиг. 608 изображен несущий собачку рычаг с прорезью, соответ-
ствующий рычагам на схемах фиг. 607, б и в, а на фиг. 609 — кривошип-
ный диск механизма по схеме фиг. 607, а.
В гидрофицированных станках размах собачки удобно регулируется изменением
длины хода поршенька, сообщающего импульс соба ше. Эго может быть сделано,
например, так, как схематически показано на фиг. 610 (механизм подачи плоско-
шлифовального станка модели 371). Масло под давлением, подаваемое шестерен-
чатым насосом 2, поступая в нижнюю полость цилиндра 8, поднимает поршень 7
вместе со штоком, на котором нарезаны реечные зубья. При этом поворачивается
в направлении, указанном стрелкой, сектор 6, несущий собачку 4, которая в свою
очередь поворачивает храповик 3. Угол размаха собачки регулируется винтом 5,
ограничивающим угол поворота сектора 6. После того как сектор упрется в пятку
этого винта и остановится, прекратится подъем поршенька 7, причем масло, пода-
ваемое насосом, будет перекачиваться обратно в резервуар через перепускной клапан 7.
Возможно также сделать ход поршенька постоянным и регулировать рабочий
ход собачки при помощи, например, винта (аналогичного винту 5 предыдущей
схемы), встречающего собачку в соответствующей точке ее пути и здесь отжимаю-
щего ее от храповика.
Принцип конструкции устройств, позволяющих регулировать угол поворота
храповика при неизменном размахе собачки, поясняется фиг. 611. Угол v. качания
рычага с собачкой остается постоянным: он соответствует тому наибольшему углу,
Храповые механизмы
577
на который собачка должна поворачивать храповик за одно двойное качание. Для
уменьшения этого угла можно щитком 7 перекрыть большее или меньшее число
зубьев храповика внутри угла а, оставив открытыми лишь 1,2, 3,. . . зуба. Щиток
удерживается в желаемом поло-
жении пружинным штифтом (фи-
ксатором) рукоятки 3, который
вставляется в соответствующее
отверстие неподвижного секто-
ра 2.
Некоторый недостаток вто-
рого способа регулирования (при
неизменном размахе собачки) со-
стоит в том, что собачка попа-
дает на зуб храповика, имея ско-
рость, отличную от нуля, следо-
вательно, зацепление происходит
с жестким ударом, и элементы
храповой передачи усиленно изна-
шиваются. С другой стороны,
механические системы для регу-
лирования угла поворота храпо-
вика имеют, как правило, ряд
сочленений, в которых с тече-
нием времени возникают избыточ-
ные зазоры (мертвый ход), что
механизма. Поэтому в настоящее
Фиг. 610.
неблагоприятно отражается на точности работы
время отдают предпочтение регулированию пе-
риодических поворотов храповика при неизменном размахе
собачки.
Если во время холостого хода собачки механизм перио-
дических перемещений находится под нагрузкой, храповик
стремится „сдагь“—повернуться в обратную сторону. При
наличии в кинематической цени механизма самотормозящейся
передачи (ходовой винт и гайка, червячная передача) воз-
можно возвратное вращение храповика за счет мертвых хо-
дов. Это явление особенно заметно тотчас же после пуска
станка когда мертвый ход в сопряжениях еще не выбран,
если величина перемещений мала, составляя, например, сотые
доли миллиметра (подачи на стружку в шлифовальных стан-
ках). Если недопустимы даже малые обратные повороты
храповика, необходимо предусмотреть конструктивные элементы, препятствующие
им. Это может быть сделано различными способами, проще всего при помощи сто-
Фиг. 612.
Фиг. 61л.
порной собачки, которая свободно сидит на неподвижной оси и находится под
действием груза или пружины, прижимающей собачку к храповику, как показано схе-
матически на фиг. 612. Однако и при этом почти невозможно избежать обратных
37 Ачеркан Н. С. 565
578
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
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 шлифовальных станках, подачи в кромкострогальных станках
и др.), то можно поставить на конце соответствующего валика две поочередно
Фиг. 615.
работающие храповые передачи с противоположным направлением зубьев храпо-
виков или применить, например, одну из конструкций, схематически изображенных
на фиг. 613 и 614.
Механизм отечественной конструкции, изображенный на фиг. 615, а—г сделан
значительно более компактным, чем это возможно при конструкции по схеме фиг. 614.
Шестеренка 3 (фиг. 615, а и г) постоянно сцеплена с зубьями сектора 2, несущего
собачку 7, а шестеренка 4, свободно сидящая на валике 9, сцеплена с зубьями
сектора 5, несущего собачку 6. Шестерни 3 и 4 также находятся в постоянном
зацеплении. Следовательно, при периодическом возвратно-вращательном 1’движении
валика 72 (фиг. 615, г), на котором заклинена шестеренка 3, собачки 7'и б будут
совершать качательные движения всегда в противоположных направлениях и одна
из них будет поворачивать свой храповик (10 или 17), а другая свободно проска-
кивать по его зубьям. Угол поворота валика 72 здесь постоянный, поэтому постоянны
углы качания обеих собачек. Регулирование производится перекрытием зубьев хра-
повиков щитком 7 (фиг. 615, б), устанавливаемым с помощью винта 8.
Храповые механизмы
579
Для реверсирования периодических поворотов храповика, что бывает необходимо,
например, в механизмах подач строгальных и долбежных станков, зубья его должны
оборотной. Наиболее обычные
617. Боковые лыски на валике
обеспечивают западание ее во
позволяет выключить собачку,
храповика следует вытянуть
Фиг. 616.
Фиг. 617.
иметь симметричный профиль, а собачка сделана
конструкции таких собачек показаны на фиг. 616 и
первой собачки не допускают ее самовыключения и
впадину между зубьями храповика, а верхняя лыска
При конструкции по фиг. 617 для реверсирования
собачку, повернуть на 180° и
отпустить; штифт а фиксирует
собачку в установленном поло-
жении, а при надобности позво-
ляет 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 вра-
щение храповиков с внутренними зубьями, которые применяются в некоторых мо-
делях станков.
Проскакивание собачки вхолостую по зубьям храповика сопровождается тре-
ском, который большей частью не имеет значения на фоне общего шума, произво-
димого работающими в цехе станками. Можно этот треск устранить и вместе с
тем несколько увеличить долговечность собачки, приподнимая ее на холостом
ходу над зубьями храповика. Это может быть
сделано различными способами с помощью про-
стых дополнительных деталей. Одна из возмож-
ных конструкций бесшумных собачек показана
для примера на фиг. 618. Во втулке а собачки
помещен пружинный штифт, на
торце которого укреплена фибро-
вая шайба, прижимающаяся (с не-
большой силой) к торцу храпо-
вика. Благодаря этому когда ры-
чаг, несущий собачку, отходит
назад в сторону, показанную на
фигуре стрелкой, собачка при-
поднимается и не задевает зубьев
храповика. Возможны, очевидно,
схемы.
Фиг. 619.
Фиг.' 618.
модификации этой
различные конструктивные
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 яй 400 (пример — круглошлифовальный станок
модели 315), наименьший шаг ходового винта 2 мм\ следовательно, наименьшее
г 2
перемещение при отсутствии понижающих передач не может быть меньше =
= 0,005 мм.
Число зубьев храповика определяется из кинематического расчета цепи; в боль-
шинстве случаев оно лежит в пределах z = 12 -.- 250. Шаг зубьев выбирается
с таким расчетом, чтобы диаметр храповика был не слишком велик для узла, в кото-
рый он входит. Необходимые прочность и износостойкость зубьев получаются при
мелком зубе за счет увеличения его длины. Для того чтобы избежать слишком
580 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
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. 619 (для четырех
собачек 7, , 3, 4), т. е. со сдвигом на, где t — шаг зубьев, a k — число
собачек, то они будут работать поочередно. Следовательно, при z зубьях у хра-
1
повика его можно поворачивать на часть оборота, т. е. передача работает 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 решения. Его можно избежать, располагая собачки на отдельных осях, но
это несколько осложняет конструкцию механизма в целом.
Профиль зубьев нереверсируемых храповиков — треугольный, реверсируемых —
прямобочный (фиг. 617) или эвольвентный (фиг. 616). Рабочую грань зуба целесо-
образно делать радиальной или с небольшим поднутрением, чтобы давление соба-
чек на зуб было направлено тангенциально.
Величины перемещений, осуществляемых с помощью храповой передачи при
повороте храповика на 1, 2, 3, 4, 5 ... зубьев, образуют, очевидно, арифметический
ряд. Исследование чистоты поверхностей, простроганных с различными подачами,
показало, что при геометрической структуре ряда подач градация показателей
чистоты получается более благоприятной, чем при арифметической структуре этого
ряда: в первом случае разница между показателями чистоты поверхностей, обрабо-
танных с подачами s2, s3 . . . не так резка, как во втором. В пользу геометри
ческой структуры ряда подач приводятся, как известно, и экономические сообра-
жения (см. § 8). Если в механизме прерывистых подач применена храповая пере-
дача, то получить строго геометрическую структуру ряда невозможно; можно лишь
более или менее приблизиться к ней, используя повороты храповика не на все
числа зубьев, а лишь на некоторые.
При повороте
на 1 2 3 4 5 .....зубьев
= 2 1,5 1,33 1,25........
если же построить механизм таким образом,что наименьшая подача получается, на-
пример, при трех зубьях, то при повороте
на 3 4 5 6 7 8. . . . зубьев
= 1,33 1 25 1,20 1,17 1,14 .............
Si + 1
случае изменчивость отношения - значи-
Применяя храповик с большим числом зубьев малого
Следовательно, во втором
тельно меньше, чем в первом.
шага, можно еще более приблизиться к геометрическому ряду подач; например,
<р 1,26 можно получить, поворачивая храповик на 8, 10, 13, 16, 20, 26. .. зубьев;
при этом знаменатель ряда ~ 1,25, 1,3и, 1,23, 1,25, 1,' О . . .
Другой конструктивный вариант — комбинация храповой передачи, работающей,
как указано, с поворотом на определенные числа зубьев (например 8, 10 и 13),
и зубчатого перебора или простейшей коробки подач. Такое решение изображено
схематически на фиг 620 (две зубчатые передачи z± :z2 или z3:z4).
Б качестве материала для изготовления элементов храповой передачи применяют
чаще всего стали типа 45 или 45Х с закалкой храповика до НРс = 45-н 50, со-
бачки до //дс= 52 -:-56, реже цементуемые хромистые стали типа 15Х или 20Х,
которые в закаленном состоянии менее пригодны для работы с толчками, особенно
чувствительными при регулировании перемещений перекрытием части зубьев хра-
повика
Фиг. 621—628 иллюстрируют возможности использования в станках храповых
передач для сообщения движениям периодического характера. . . .,
Храповые механизмы
581
В механизме подач двухстоечного продольно-строгального станка модели 712-В
применен храповик с торцевыми зубьями.
жена на фиг. 621. Зубчатое колесо /,
заклиненное на конце валика 12, кото-
рый проходит через длинную втулку кор-
пуса 2 коробки., получает от рейки воз-
вратно-вращательное движение в начале
каждого рабочего и холостого хода
стола. На другом конце валика 12 закли-
нен сектор 7 с торцевыми зубьями, ко-
торые сцеплены с такими же зубьями сек-
тора 9, посаженного вхолостую на втул!
Коробка подач этого механизма изобра-
чивается пружинами 8.
Фиг. 620.
сектора 7. Сцепление зубьев обеспе-
Фиг. 621.
Внутри корооки на втулке корпуса 2 свободно сидят рычаг 5, несущий со-
бачку 6, и два одинаковых цилиндрических зубчатых колеса (z = 80) 3 и 4, из
наибольшей длине хода стола это:
которых последнее имеет на торце обода
храповые зубья. Колеса 4 и 3 связаны пара-
зитными колесами 10 и 11, вследствие чего
вращаются в противоположных направле-
ниях для реверсирования горизонтальных и
вертикальных подач супорта. Периодическое
вращение колесу-храповику 4, а вместе с
ним и колесу 3, сообщается валиком 12
через сектор 7 и рычаг 5 с собачкой. Чис-
ло храповых зубьев, захватываемых собач-
кой 6 при каждом повороте валика 12,
регулируется установкой угла между секто-
рами 7 и 9, для чего достаточно оттянуть
последний за головку За настолько, чтобы
торцевые зубья секторов вышли из сце-
пления.
Храповый механизм для вертикальной
подачи стола зубоотделочного станка мо-
дели 571Б изображен на фиг. 622. Диск 6
кинематически связан с ходовым винтом го-
ризонтального перемещения стола кониче-
ской зубчатой, червячной и цилиндриче-
ской зубчатой передачами с таким общим
передаточным отношением, что даже при
диск делает меньше полного оборота.
Эти передачи — постоянные, и потому диск 6 реверсируется одновременно
582 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
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 7, 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 7 7 и выводит ее из зацепления
с храповиком 72 после того, как собачка повернет его на желаемое число зубьев.
Винт 4 ограничивает величину опускания рычага 3.
Для автоматического выключения вертикальной подачи стола после снятия
всего припуска и перед началом калибрующих ходов стола служит щиток 14,
устанавливаемый с этой целью на том делении лимба 13 храповика, которое от-
вечает окончанию рабочей подачи. Число делений лимба 13 равно числу зубьев
храповика, что упрощает расчет установки щитка 14.
, 18
От храповика 72 через коническую передачу -gg- получает периодическое вра-
щение винт вертикальной подачи стола. Шаг его равен 6 мм; таким образом при
1 18
повороте храповика на один зуб вертикальная подача составляет =- • ——-6 = 0,02 мм.
оО
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. 622, конструкция в целом очень проста и гарантирует
точное функционирование механизма.
Устройство механизма для периодической подачи на глубину резания, приме-
ненное во внутришлифовальном станке модели 3250, изображено на фиг. 623.
Храповые механизмы
583
На ходовом винте 19, который проходит сквозь втулку 18 и центральное зубча-
тое колесо 7 (2 = 22), закрепленные в центре корпуса 2, заклинено зубчатое ко-
лесо 11 (z ==24). На оси 12, закрепленной в маховичке 10, свободно сидит са-
теллитный блок 13 (2 = 20 и 24), постоянно сцепленный с колесом 11 ходового
винта и неподвижным центральным колесом 1. Таким образом при вращении ма-
ховичка 10 вращение сообщается винту через передачу 1 —13—11 с передаточным
22 20 1
отношением 7=1—~22~’~24^ Шаг ходового винта 19 равен 3 мм\ следова-
тельно, одному обороту маховичка 10 и лимба 16, с которым он связан во время
работы, отвечает перемещение бабки на 3--g- = 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
О 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, тем позднее зуб
последней войдет в зацепление с храповиком. Полному обороту винта 25 отвечает
изменение числа зубсев храповика, захватываемых собачкой 23, на единицу, т. е.
изменение величины подачи на 0,002 мм.
Автоматическая подача шлифовальной 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 8:
оттянув ее на себя и расцепив этим торцевые зубья головки и муфточки 7, пово-
рачивают посредством шестерни 6 (2=18) зубчатое колесо 14 (2=184), скре-
пленное с лимбом 16.
Дозированная подача производится рычажком 20; при нажатии его собачка 21
поворачивает храповик 17 на два зуба, т. е. шлифовальная бабка перемещается
на 0,004 мм.
Кольцо 4, прижимаемое пружинами 3 к вышабренной плоскости корпуса ме-
ханизма, предохраняет храповик, лимб и маховичок от случайных поворотов.
На фиг. 624 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 72 и далее
червячную передачу и вертикальный винт подач. Для точной ручной подачи
служит рычажок 3. При каждом толчке его вниз связанная с ним собачка 4 по- «
ворачивает малый храповик 10, заклиненный на валике 72. 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 77, по-
ворачивает его и рычаги 18 и 7. Рычаг 7, качающийся на втулке 6, через собачку 8
поворачивает большой храповик 14, который стянут болтом 13 (посредством пово-
рота грибка 2) с храповиком 10, заклиненным,как упоминалось, на валике 72. 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" эксцентриковая ось 27 поднимает тягу 20 с закреплен-
584
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
ным на ней сектором 19, который выводит собачку 8 из зацепления с храпови-
ком 14.
Для включения автоматической подачи кнопка жесткого упора 1 должна - быть
выдвинута в крайнее левое положение, рукоятка 5 установлена в положение
„включено", лимб 9 установлен по указателю соответственно величине припуска,
а грибок 2 завернут до отказа.
Фиг. 624.
Храповые передачи удобно использовать в делительных устройствах станков
для обработки шлицевых валиков и зубообрабатывающих, работающих по способу
деления, так как угол периодического поворота шпинделя здесь сравнительно мал.
особенно в зубофрезерных и зубошлифовальных станках.
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. 625, конструкция—на
фиг. 626. Устройство работает следующим образом.
Перед началом рабочего хода стола (вправо) масло под давлением попадает
в правую полость цилиндра 10 (фиг. 625) и подает влево поршень 11 с рееч-
Храповые механизмы
585
ними 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-фиксатора 4 из впадины делительного диска 1, скрепленного с хра-
повиком 6, и таким образом освобождает последний. Собачка 7 сходит со щитка <S’
сцепляется с храповиком 6 и поворачивает его на требуемый угол, а вместе с ним
делительный диск, шпиндель изделия и шлифуемый валик. Несколько ранее конца
586
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
поворота кривая сектора 9 освобождает плунжер-фиксатор 2. который под давле-
нием масла в цилиндре 5 западает в очередную впадину делительного диска.
Механизм возвращается в исходное положение переключением масла в правую
полость цилиндра 10: поршень-рейка // 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 /, воздействуя на микроко-
нечники, дает импульс механизму поперечной подачи шлифовального круга после
ка.-кдого прохода всех шлицев, т. е. после каждого полного оборота шпинделя
изделия, а вместе с ним и делительного диска.
Конструкция основных деталей устройства показана на фиг. 626.
Храповые передачи часто применяются также в счетных механизмах станков —
в устройствах для автоматического выключения станка после того, как опреде-
ленная часть станка сделает заранее установленное число двойных ходов или пол-
ных оборотов, соответствующее числу проходов, необходимых для окончания
обработки детали на этом станке. Принципы использования храповой передачи
в таких устройствах поясняются схемами по фиг. 627 и 628.
На первой из них схематически изображен счетный механизм гидрофинирован-
ной холодной дисковой пилы. Каретка станка, несущая пильный диск 7, после
каждого реза быстро возвращается обратно. При этом упор 2 каретки нажимав1
на собачку 3, которая поворачивает храповик 4 на один зуб и затем возвращается
в исходное положение пружиной 7. После поворота храповика на число зубьев,
соответствующее 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 остана-
вливается в отведенном положении.
Другой пример использования храповой передачи в счетном механизме станка
представлен на фиг. 628, схематически изображающей устройство для выключения
станка после окончания обработки зубчатого колеса в несколько проходов, при-
мененное в зубошлифовальном станке.
После шлифования каждого зуба собачка б, сидящая на эксцентрике 7 валик.-!
делительного механизма, подает храповик 4 на один зуб. Рычаг 5 можно устано-
вить и закрепить в таком положении относительно храповика, чюбы в определен-
ный момент времени ролик этого рычага, повернув рычаг, переключил двойной
блок колес 7 и этим уменьшил скорость подачи, как это требуется для чистового
прохода. Рычаг 8 несет на конце упор 9. Когда этот упор встретится с концом
сглового рычага 10 и отожмет его вниз, нижний конец последнего отойдет влево,
и рычаг 7/ под давлением пружины через выключатель /2 прекратит движение
обкатки стола со шлифуемым изделием, что необходимо для правки кругов перед
чистовым проходом. После окончания правки выключатель 12 снова включает дви-
жение обкатки и происходит чистовое шлифование зубьев; когда оно б'-тет за-
кончено, упорна рычага 3 отожмет вниз рычаг 10, и станок остановится.
Мальтийские механизмы
587
§ 6S. МАЛЬТИЙСКИЕ МЕХАНИЗМЫ
Мальтийский механизм, состоящий из кривошипа и креста (звезды), как показано
схематически на фиг. 629, не позволяет, в отличие от храповой передачи, изменять
угол поворота. Поэтому в станках мальтийские механизмы применяются преимуще-
ственно в делительных устройствах с постоянным углом периодического пово-
рота и особенно широко для периодических поворотов (для индексирования)шпин-
дельных блоков многошпиндельных токарных автоматов и полуавтоматов, револь-
верных головок автоматизированных станков, многопозиционных столов. Значи-
тельно реже они используются в делительных устройствах зубообрабатывающих
станков, например в некоторых станках для нарезания конических зубчатых колес,
в зубошлифовальных станках, и в механизмах долбежных станков некоторых
моделей.
Если в кинематическую цепь между мальтийским
поворачиваемой частью ввести какую-либо передачу
отношением, например гитару сменных зубчатых
колес, то при неизменном угле периодического пово-
рота креста можно регулировать угол поворота
этой части (см. стр. 595).
Несмотря на то, что мальтийский механизм
имеет некоторые существенные органические недо-
статки, из которых главные — непостоянная ско-
рость креста и связанных с ним деталей, удары
(второго рода) в начале, и в конце поворота (см.
стр. 594) и необходимость очень точного изгото-
вления и сборки механизма, он прочно сохраняет
до сих пор свои позиции в названных выше устрой-
ствах. Это должно быть объяснено недостаточным
еще совершенством делительных устройств с инди-
видуальным электроприводом, а также крупными
недостатками других механизмов, динамически бо-
механизмом и периодически
с изменяемым передаточным
лее совершенных, чем мальтийская передача; в частности, звездчатые меха-
низмы представляют еще большие технолот ические трудности, чем мальтийские.
Практическое значение имеет для станков и то обстоятельство, что с помощью
мальтийского механизма можно произвести поворот даже на большой угол в очень
короткое время; так, например, в новых моделях одношпиндельных автоматов
с гидравлическим управлением и i идравлической подачей револьверной головки на
поворот последней затрачивается в одной модели около 1,1 сек., в другой—1,5 сек.
Возможности использования мальтийских механизмов в станках, границы целе-
сообразного применения их и причины, вследствие которых они комбинируются
иногда со звездчатыми механизмами, с передачами эллиптическими зубчатыми коле-
сами и т. п., выявляются из анализа работы мальтийской передачи. В современных
станках используются за единичными исключениями „правильные" („нормальные",
г. е. с одинаковыми углами между смежными пазами креста, как на фиг. 629)
мальтийские механизмы внешнего зацепления с радиальным направлением пазов;
поэтому в дальнейшем рассматриваются мальтийские механизмы лишь этого
типа.
А. Основные
передачи, который
(роликом или реже
кинем а т ические s а в и с и м о с т и . Пусть кривошип
конструктивно оформляется либо в виде рычага с цевкой
пальцем) на копне, либо в виде цевочного диска, вращается
с постоянной угловой скоростью сек-', где п число об мин вала, несу-
о и
щего кривошип. Поворот мальтийского креста на угол 2 а. между смежными
пазами (фиг. 629) происходи!' за время поворота кривошипа па угол 2 S. В тече-
ние всей остальной части ooopoia кривошипа на угол 2 (тс — 2) крест остается
в покое.
588
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
Если обозначить Т—время полного оборота кривошипа, td—время пово-
рота (деления) мальтийского креста и tn — время пребывания креста в покое, то при
<о = const.
= =_L- А
Т 2я к ’ Т
2л — 2£ 3
2- ~ 1 т.
(68.1)
Для того чтобы поворот креста происходил без жестких ударов (ударов первого
рода) в начале и в конце поворота, скорость <uK 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 = т- е- Р = ---------а- Так как в правильном
мальтийском механизме а = , где z— число пазов креста, то
= = <68-2>
следовательно,
td ? - - 2 1 1 . tn _ td Z + 2 1,1 ZfiR Q\
-- = -- = ^—-=-2 —______ ==__T_. (68.3)
Отсюда отношение времени t$ поворота креста к времени tn покоя, называемое
иногда коэфициентом времени работы мальтийского' механизма, равно
k — td
t
Ln
=1 — 4 —1 -
+2 г+2'
(68.4)
креста, и оно
коэфициент kt
Следовательно, это отношение зависит только от числа z пазов
тем меньше, чем меньше г; для наиболее частых в станках значений z
составляет:
. + z = 3 4 5 6 8
Z 2 . = 0,200 t г + 2 0,333 0,429 0,500 0,600
ТЧ ™ 60 Так как Г = — сек., то формулы (68. 3) могут быть написаны
Z — 2 Z-2 30 , г + 2 г + 2 30
h = —л— Т =--------------сек.; t„ = —5— Т = —!--------—
2г г п ’ п 2z z п
Для значений г=3до8
(68.5)
также в виде
сек. (68.6)
Z = 3 4 5 6 8
г-2 30 10 15 18 20 22,5
td = —— — —— —. ____ —
Z п п п п п п
г + 2 30 50 45 42 40 37,5
tn = — — *
Z п п п п п п
(68.7)
Число пазов мальтийского креста определяется требуемым числом позиций
периодически поворачиваемой части станка и передаточным отношением кинемати-
ческой цепи между этой частью и крестом, время покоя креста—-наибольшей
длительностью операции, при которой поворачиваемая часть станка должна оставаться
неподвижной. Таким образом необходимое число оборотов в минуту равномерно
вращающегося кривошипа
Z + 2 30
п = ------- • -Г"
г tn
(68.8)
Для того чтобы сократить потери производительности станка, обусловленные
периодическими поворотами мальтийского креста (в эти периоды цикла резание на
станке не производится), нужно уменьшить время td.
Так как время tn зависит от технологического процесса обработки, то при
угловой скорости кривошипа ш == const это возможно лишь за счет уменьшения
Мальтийские механизмы
589
коэфициента kt, т. е. уменьшения числа пазов креста и включения в кинематическую
цепь передачи, отвечающей требуемому числу позиций периодически поворачивае-
мой части. Однако, как будет видно из дальнейшего, такое решение невыгодно,
а иногда и неприемлемо вследствие того, что с уменьшением числа пазов возра-
стают при одинаковых прочих условиях инерционные моменты как на кривошипе,
так и на мальтийском кресте; они получаются особенно большими при малых
числах пазов (д = 3 или 4; см. ниже.).
Другой способ сокращения времени tg— увеличение скорости вала, несущего
кривошип, в периоды поворота креста; однако этому способу ставит границы
увеличение указанных инерционных моментов, возрастающих пропорционально
квадрату угловой скорости кривошипа (стр. 602).
Жесткая связь между временами tg и tn — один из недостатков мальтийского
механизма, заставляющий нередко усложнять кинематическую цепь делительного
устройства проектируемого станка. Более выгодные соотношения между tg и tn
можно получить, например, останавливая кривошип или замедляя его вращение на
то время, пока периодически поворачиваемая деталь должна оставаться в покое, и
автоматически включая кривошип незадолго до деления; при этом угловая скорость
кривошипа может быть выбрана настолько высокой, чтобы время tg было доста-
точно малым. Такое решение часто применяется в станках агрегатной конструкции
с приводом поворота многопозиционного стола от отдельного двигателя через
мальтийский механизм.
Невыгодно также и то обстоятельство, что угол, на который должен повернуться
- __2)
кривошип для поворота мальтийского креста, велик: при г = 3 2[i = —--------’ =
= 60°, при z — 8 2р = 135°. Между тем, например, в многошпиндельных автоматах,
где мальтийские механизмы применяются особенно часто, угол поворота распреде-
лительного вала, который может быть использован для периодического деления часто
очень мал; следовательно, в подобных случаях крепить кривошип непосредственно
на распределительном валу нельзя. Введение повышающей зубчатой передачи между
распределительным валом и валом кривошипа, чтобы последний поворачивался на
требуемый угол 2(i за время поворота распределительного вала на малый угол,
также невозможно, так как за каждый оборот распределительного вала кривошип
также должен делать лишь один оборот. Поэтому, если кинематическая связь между
распределительным валом и кривошипом должна сохраняться неразрывной, задача
может быть разрешена включением в цепь между ними передачи, которая удовле-
творяла бы двум условиям: а) на каждый полный оборот распределительного вала
кривошип также делает один оборот; б) за время поворота распределительного
вала на некоторый угол 8, оставляемый на деление, кривошип должен
повернуться на 2fJ. Следовательно, для этой цели могут быть использованы в принципе
любые передачи со средним передаточным отношением, равным единице, ведомый
элемент которых вращается с переменной скоростью при постоянной угловой
скорости ведущего элемента. Возможные варианты, встречающиеся в станках,
изображены на фиг. 630 и 631.
На первой схеме (фиг. 630) периодический поворот мальтийского креста 1
осуществляется от постоянно и равномерно вращающегося распределительного вала 3
через пару эллиптических зубчатых колес 4 и 5; на валу колеса 5 заклинен криво-
1__е2
шип 2. Передаточное число колес 4—5 i = -------т;---------где е — эксцентпи-
1 -f- 2 е • cos 7 + е2 *
ситет начального эллипса, 7 — угол поворота колеса, отсчитываемый от полярной
оси; величина i колеблется, очевидно, в пределах от Zmin — j < 1 (при f = 0)
ДО tmax= 1 (при 7 — к)- Скорость ведомого колеса 5, а следовательно, и
кривошипа 2 на одной половине оборота возрастает, на другой убывает. Повороту
распределительного вала на 60° при взятых пропорциях механизма отвечает поворот
кривошипа на угол 90°, необходимый для периодического деления мальтийского
590
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
креста, причем этот поворот происходит при наиболее высокой скорости кри-
вошипа; следовательно, время td — минимально. Эта схема — с непрерывным вра-
щением кривошипа — использована в одном из пятишпиндельных автоматов для
поворотов шпиндельного блока.
Для той же цели в четырехшпиндельном токарном автомате применено устрой-
ство, представляющее комбинацию мальтийского и звездчатого механизмов (фиг. 631).
На равномерно вращающемся распределительном валу б заклинено неполное
(секториальное) 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. 631 изображено положение механизма, соответствующее началу пово-
рота мальтийского креста 7. В это время
приводится от вала б через зубчатую пере-
дачу 5—4, следовательно, он вращается
с постоянной скоростью, и на характер
работы мальтийской передачи во время
и до конца поворота креста кривошип
Фиг. 631.
Фиг. 630.
деления звездчатый механизм не влияет. После выхода цевки кривошипа из паза
креста передача вращения зубьями прекращается, цевка 9 входит в паз звезды 4, бы-
стро поворачивает ее, выходит из паза, звезда затормаживается (гладкой частью пери-
ферии детали 5, соприкасающейся с вогнутой поверхностью выступа звезды) и остается
неподвижной до тех пор, пока цевка 7 не войдет в следующий паз звезды. В тече-
ние 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
части станка без удлинения времени на поворот. За время одного оборота рас-
пределительного вала звезда 4, а вместе с ней и кривошип 2 делает также один пол-
ный оборот, как эго требуется для работы автомата. Передаточное отноше-
ние деталей 5 и 4 т2 = у, т. е. деление происходит за время поворота рас:
*4 х.
2
пределительного вала на угол 90° • -=60''; при надобности этот угол может
быть еще уменьшен. Следовательно, кривошип вращается здесь с угловой скоростью
в 1,5 раза большей скорости распределительного вала (см. также фиг. 639).
Кроме двух описанных решений, принципиально возможны и другие решения,
например комбинация мальтийского креста с кулисой, с антипараллелограмом
Мальтийские механизмы
591
Фиг. 632.
который кинематически равноценен передаче эллиптическими зубчатыми колесами,
и т. д. Однако все эти решения не свободны от недостатков: эллиптические зубча-
тые колеса и элементы звездчатого механизма технологически сложны, при при-
менении антипараллелограма конструкция получается громоздкой, а кроме того,
наличие в нем шарниров не позволяет рассчитывать на длительное сохранение
точности работы механизма. Поэтому такие конструкции нашли применение лишь
в единичных моделях станков.
Так как время t() на поворот мальтийского креста ни при каких условиях не
может быть, очевидно, равным нулю, то из формул (68.3) или (68.4) следует,
что всегда должно быть z^>2, т. е. крест не может иметь меньше трех пазов.
Иногда может оказаться необходимым или
выгодным применение мальтийского механизма с
двумя или несколькими цевками, работающими
поочередно с одним и тем же крестом. Такие
устройства позволяют, например, уменьшить число
оборотов в минуту ведущего вала, следовательно,
и инерционные моменты в механизме; произво-
дить периодическое деление с различными по дли-
тельности периодами покоя между поворотами;
периодически поворачивать на углы, кратные 2а
(фиг. 629), следовательно, применять многопазо-
вые мальтийские кресты без промежуточных пе-
редач для поворотов шпиндельного блока или
многоинструментной головки на большие углы.
Ведущий элемент механизма имеет в подобных
случаях форму диска с несколькими соответ-
ственно расположенными цевками.
Схема трехцевочного мальтийского механизма
приведена на фиг. 632. Пусть в общем случае
число цевок равно пг. Так как каждая из них
может входить в зацепление с крестом лишь после того, как вышла из зацепления
с ним предыдущая цевка, то при обозначениях фиг. 632 должны выполняться
условия
О -И — '•
или если подставить сюда а=
тс (г — 2)
Ъ- >----z---•
Следовательно, всегда должно быть соблюдено условие
m
VT _ 9_ WTC (г - 2)
7 Z
т. е. число цевок
(68.9)
(68.10)
(68.11;
Для наиболее обычных в станках мальтийских механизмов
щие возможные значения числа m цевок:
z = 3
получаются следую-
iz
z — 2
4 5 6
4 3-1-3
О
2i
ш = 1 — 5 1 — 3 1 — 3
1 или 2 1 или 2
8
6
592
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
Относительное время ~ зависит, очевидно, только от угла 2р, т. е. от числа z
пазов креста, но не от числа цевок. Следовательно, общее относительное время
на поворот креста за время одного оборота цевочного диска
-у- = m -у- = m г 2г 2 , (68.12)
а общее время, в течение которого крест остается неподвижным,
m
С ; = 1 — У-2 = 1— 1—-^+— .
z ЛшЛ т и Т 2z 2 1 г
7-1
Если относительные величины длительности периодов покоя креста заданы, то
углы уу-, под которыми должны быть размещены цевки на диске, легко вычислить
из соотношений
X- । t& _ i z ~2
2л ~ Г Т ~ Т + 2г ’
т. е.
/ t„ . z — 2 \ Г /rt /1 Ml
7> = 2«(-F + t) = 24t +(v-v)J- <68ЛЗ>
При одинаковых периодах покоя, следовательно, равномерном расположении
цевок на диске, = const = у = —, и из последней формулы получается необхо-
димое число цевок:
m _ ________1______
Г^ + Ц------23]. (68.14)
Так как m — целое число, то вычислив m из этой формулы, следует округлить
полученное значение до ближайшего меньшего целого числа, вследствии чего
отношение у несколько увеличится. Из последней формулы видно, что решения
л /л , 1 1 1
т>2 возможны лишь при условии + т. е-
4 <4- (68.15)
Пользуясь приведенными формулами, можно определить расположение цевок,
которое необходимо для того, чтобы повернуть крест сразу на два или на три
деления без (или почти без) пауз.
Как видно из сравнения фиг. 633 и 585, скорости и ускорения мальтийского
креста определяются теми же формулами, что и качающейся кулисы; при обозначе-
ниях, принятых на этих двух схемах, разница заключается лишь в том, что
в формулы § 61 для кулисного механизма следует вместо ср подставить (~ — ср).
В таком случае, угловая скорость мальтийского креста [см. формулу (61.4)]
__ /. (к — COS ср I (1(к — ср) _ к (cos ср — ' )
1—2A-coscp4-M dcp 1—2a-cos ср + ’
(68.16)
, г
где Л =-у, а <о — постоянная угловая скорость кривошипа или цевочного диска.
Так как cos(—ср) = cos ср, то для положений креста, симметричных относи-
тельно среднего, угловые скорости юк одинаковы (ср. фиг. 634).
, Угловое ускорение креста [см. формулу (61.5)]
=
Х(1 - К2) sin ср 2
(1 — 2Х-cos ср +/2)2 ’
(68.17)
Мальтийские механизмы
593
и так как sin (—ср) = —sin ср, то для положений креста, симметричных относи-
тельно среднего, его угловые ускорения одинаковы по абсолютной величине, нс
различны по знаку. Поэтому, если считать углы ср вправо и влево от среднего
положения креста положительными, как это практически удобнее, то можно написать
____I X (I — к2) sin ср „
~ Х(] _ 2X-cos ср 4->.2)г<0“’
(68.18)
причем ек > 0 для первой половины поворота креста, где его угловая скорость
возрастает, и ек < 0 для второй половины поворота (см. фиг. 634).
Для того чтобы в начале поворота креста, когда цевка входит в зацепление
с ним (положение механизма, обозначенное пунктиром на фиг. 633), не было
жесткого удара, угловая скорость креста в этот момент должна быть равна
нулю, т, е., как следует из формулы (68.16) при <р = ^, должно быть выполнено
условие
cos 3 — к = 0, т. е. r=e-cos^: (68.19)
— цевка должна входить в паз в радиальном направлении, как показано на фиг. 633.
При этом не будет жесткого удара и в момент выхода иевки из паза креста.
что еще важнее, так как именно в этот момент всту-
пает в действие фиксирующий механизм; от длитель-
ного сохранения точности работы этого механизма
зависит точность деления, и поэтому жесткий удар
в момент срабатывания фиксаторов особенно неже-
лателен. Удар в начале поворота мальтийского кре-
ста хотя также нежелателен, однако имеет практи-
чески меньшее значение.
Условие (68.19) можно написать также в виде
к — = sin а = sin . (68.20)
Тогда формулы (68.16) и (68.18) примут вид
к / it \
sin -I COS ср — sin —- )
<»« -=------^4-------------Ц- . <0, (68.21)
1 — 2 sin-cos ср J- sin2 —
Фиг. 633.
it -> тс
S1T1 ----- COS2-------Sin ср
Z Z
TV 7Г \2
1 — 2 sin — cos ср 4- sin2 — )
z г z /
(68.22)
На фиг. 634 изображены вычисленные по этим формулам кривые угловой
скорости и углового ускорения трехпазового мальтийского креста при по-
стоянной угловой скорости кривошипа ш = 1 сек-1 (или численно равные этим
величинам отношения и . Эти кривые можно получить также графически
при помощи построений, известных из курса „Теория механизмов".
Непостоянство угловой скорости мальтийского креста во время его поворота
и обусловленные этим инерционные влияния, вызывающие повышенный износ дета-
лей периодически поворачиваемо! о узла, являются одним из недостатков маль-
тийского механизма. Отсюда стремление по возможности выправить кривую
(фиг. 634) путем различных витоизменений (модификаций) механизм!.
Своей наибольшей величины угловая скорость креста в мальтийском меха-
низме нормальной конструкции достигает, когда ек — _ Л. = O.(aiK > 0 при всех значе-
ниях ср). Из формулы (о8.22) видно, что это имеет место лишь при
38 А черкан Н. С. 565
594 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
= 0—в среднем положении поворота мальтийского креста, так как ни sin
ни cos^- не могут быть равны нулю.
Из формул (68.16) и (68.21) получается таким образом
®«max— ! + X2 ш ~ (68-23)
или также
sin -
«(ши =---------Z—— (68.24)
1 — sin —
Из последнего соотношения видно, что чем
больше пазов имеет мальтийский крест, тем
меньше при одной и той же угловой ско-
рости кривошипа его наибольшая скорость.
Для мальтийских механизмов, чаще всего
встречающихся в станках, значения
составляют:
4 5 6 8
— = 60° 45° 36° 30° 22'30'
Z
Х = Sin — = 0,866 0,707 0,588 0,500 0,383
<0 X
—= -------------;.-= 6,464 2,414 1,426 1 0,620
«> 1 — д
Угловые ускорения креста в моменты начала и конца его
из выражения (68.22) при ср==р=^- — — Т:
л „л
Sin----COS2----
g — _1_____________f_________f_______m2
нач, кон — z д---------~X 2 ш ’
(1 — 2 sin2 —----F sin3 — |
\ г г J
т. е.
+ 01 тс
__w ' lg
поворота находятся
(68.25)
(аналогично формуле для ускорений кулисы в моменты ее реверсирования).
Так как всегда tg > 0, то ек нач, кон =/= 0 — поворот мальтийского креста при
любом числе его пазов сопровождается ударом второго рода (шк — 0,ек =f= 0);
этот удар при прочих одинаковых условиях тем сильнее, чем меньше число пазов,
как это видно из формулы (68.25). Отношение нач^ кон составляет
при z = 3 4 5 6 8
, -К нач кон tg JL = 1 732 1 о,727 0,577 0,414
Сила, действующая на рабочую поверхность фиксатора в момент запирания им
поворачиваемой части станка, почти пропорциональна при прочих одинаковых
условиях величине sK кон ; следовательно, в интересах увеличения срока службы
фиксаторов выгодно применять мальтийские механизмы с большим числом пазов.
Мальтийские механизмы
595
В середине поворота креста q = 0, и из формулы (68.18) или (68.22) следует,
что в этом положении ек = 0 — угловое ускорение меняет знак (см, фиг. 634).
Положение механизма, при котором угловое ускорение креста достигает
максимума, легко найти из уравнения
Г + Ml~X2)sin? 21 = п
dcp dcp L— (1—2k-cos ср + Л2)2 °J ’ ,
т. e., поскольку 0<^k<l и <d =-/= О, из уравнения
(1 — 2Х • cos ср 4- к2) • cos ср — 4), • sin2 ср = 0.
Подставляя сюда sin2 ср = 1 — cos2 ср, получим
cos2 ср -ф (1 + к2) cos ср — 4к = О,
откуда единственное реальное решение
cos срга = + -/+ 2 - 1+А2 (68.26)
или иначе
coscpm = +/Д2“+2' —Д, (68.26а)
II . 1 4- А3 п
где <рт — значение угла ср, при котором | ек | = max, а А — —Для вычисления
А удобно пользоваться таблицами величин синусов и косекансов, так как
1 -{- /2 1 /, 1 \ 1 ( . - . - \
А = —' — = —-( к 4-( sin---------------Н cosec— .
4к 4 \ 1 к / 4 \ z 1 z ]
Определив срт, легко найти затем с помощью формул (68.18) или (68.22)
экстремальные значения углового ускорения креста.
Для z — 3 -г- 8 таким образом получено:
при Z = 3 4 5 6 8
± = 4'46' 11°28’ 17°34' 22'’54' 31°39'
efe max 00- 31,444 5,408 2,300 1,350 0,700
Отсюда особенно ясно, насколько невыгодны в динамическом отношении маль-
тийские механизмы с малым числом пазов у креста: например, максимальное
ускорение трехпазового креста почти в шесть раз больше, чем четырехпазового,
и в 23 раза больше, чем шестипазового, при одинаковой во всех случаях угловой
скорости цевочного диска или кривошипа. Практика показывает, что участок
паза, где ек близко, к максимуму (примерно на расстоянии между — и — длины
4 о
паза, считая от периферии креста) срабатывается сильнее всего, так как инерцион-
ные давления здесь наибольшие. Поэтому при проектировании мальтийского механизма
для периодического деления трех-или четырехпозиционного стола, головки и т. п.
нередко будет более целесообразным применить пяти-, шести- или даже восьми-
пазовый крест и ввести между ним и периодически поворачиваемой частью станка
передачу с соответствующим передаточным отношением.
Требование, чтобы поворот мальтийского креста не сопровождался жестким
ударом (^кная =^ккон =0), определяет все соотношения между основными гео-
метрическими размерами механизма (см. фиг. 633):
к = = sin , (68.20)
И *
Xi = = cos -^ = /1 — Р , (68.27)
596
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
где г — радиус окружности, описываемой центром кривошипного пальца или
ролика;
R — расстояние этого центра от оси мальтийского креста в начале зацепления
(радиус мальтийского креста);
е — межосевое (межцентровое) расстояние передачи.
Следовательно, произвольно можно выбрать только один из трех размеров
Г, R И е.
Длина паза должна быть несколько больше величины
h - г - \- R — е = е (sin ~ -ф cos ----------1
(68.28)
Для того чтобы кривошип или цевочный диск можно было закрепить на валу
между опорами по обе стороны мальтийского креста, диаметр d этого вала должен
удовлетворить условию
(см. фиг. 633):
d < 2/ = 2 (е — R) -----
= 2е 1 — cos — ,
\ 2 '
т. е. должно быть
— < 2 (1 — cos —')--=
е \ z ’
= 4 sin2 (68.29)
При больших зна-
чениях z это отноше-
ние мало, и чтобы не
увеличивать чрезмерно
межосевое расстояние е, нередко оказывается неизбежным консольное крепле-
ние ведущего элемента 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 (ср. фиг. 635, а и б);
поэтому, как уже упоминалось, такие конструктивные решения в станках крайне
редки. Из вариантов по фиг. 635, б и в лучше во всяком случае 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 (68. 29) для d диаметр dK вала, на котором заклинен
крест, ограничивается условием
А<2(1— sin (68.29а)
Относительные геометрические размеры мальтийского механизма при д = от 3 до 8
приведены в нижеследующей табличке:
z = 3 4 5 6 8
-- = 60° 45° 36° 30° 22G30'
Z
X = —= Sin — = 0,866 0,707 0,588 0,500 0,383
е z 1 ’ ’
4-=— = cosec—- = 1,155 1,414 1,701 2 2,613
А г z
Мальтийские механизмы
597
у R я 1 е z = 0,500 0,707 0,809 0,866 0,924
R , ™ = 0,577 1,000 1,376 1,732 2,414
h . я , я . — = sin —- + COS 1 е z z = 0,366 0,414 0,397 0,366 0,307
U | N (Л О О (N V Ч | 41 = 1 0,58 0,38 0,26 0,15
—-< 2^i — sin Aj = 0,26 0,58 0,82 1 1,23
Как видно отсюда, надобность в консольном креплении мальтийского креста
из-за большой величины диаметра dK 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 диа-
метром, большим диаметра креста; понятно, что в таких случаях размер g (фиг. 633)
не имеет значения.
Б. Конструктивное оформление
Конструкция проектируемого мальтийского механизма и его деталей зависит
от принятой схемы его, в которой должны быть учтены указанные выше особен-
ности 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 сквоз-
ные пазы (прорези), что далеко не всегда возможно; поэтому консольные ролики
имеют в станках по необходимости большее распространение, чем двухопорные.
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 периодически поворачиваемой части станка так, что промежутки между
ними образуют пазы мальтийского креста (см., например, фиг. 636—638).
Материалом для изготовления роликов служит шарикоподшипниковая хромистая
сталь типа ШХ15 или ШХ12, закаленная до твердости HR(, = 59 -н 63, или в край-
нем случае сталь 20Х, цементованная и закаленная до 77^c = 56-ч-62. Рабочие
детали мальтийского креста целесообразнее всего изготовлять из стали 40Х, за-
каленной до HRq = 45-^-50; иногда применяют для этих деталей хромистые стали
типа 20Х, цементованные и закаленные, или стали, легированные хромом, никелем,
ванадием и т. д.
Примеры, иллюстрирующие конструкции мальтийских механизмов, применяемых
в станках, представлены на фиг. 636 — 640.
На фиг. 636 изображено делительное устройство шестишпиндельных патрон-
ных полуавтоматов модели 127 А. Кривошип 2 заклинен на распределительном
валу 4', мальтийский крест собран из шести стальных закаленных секторов 7,
привинченных к заднему торцу шпиндельного блока. Второй кривошип 3 за-
крепляется на кривошипе 2 в тех случаях, когда требуется периодический поворот
шпиндельного блока не на 60°, а на 120°. Кинетическая энергия блока в момент
окончания поворота поглощается тормозом (на фиг. 636 не виден).
598 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. 637. На заднем конце распределительного вала заклинено зубчатое колесо. Че-
рез паразит оно сообщает вращение колесу, заклиненному ‘ на ступице кривошипа
£ роликом. Мальтийский крест образуется здесь четырьмя парами планок, прикреплен-
ных винтами к диску, который закреплен не на торце блока, как в предыдущей кон-
струкции, 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 ’/4 оборота.
Как было выяснено выше (стр. 595), условия работы механизма мальтийскою
креста тем благоприятнее, чем больше число пазов креста: с увеличением г умень-
Фиг. 636.
шаются его ускорения как в начале и
конце поворота, так и максимальные
, Stf нач, кон т;>\ Л
(см.значения--------и - —настр.594—
595. следовательно, ч сошщчсгвующие
Фиг. 637.
инерционные моменты. Естественно поэтому стремление применять мальтийские
механизмы с крестом, число пазов которого больше числа позиций периодически
поворачиваемой части станка. При этом в кинематическую цепь между этой частью
и мальтийским крестом должна быть включена передача с соответствующим пере-
даточным отношением. Пример такой конструкции приведен па фиг. 638, которая
изображает устройство для деления четырехпозиционного стола агрегатного станка.
Червяк 1 приводится во вращение от отдельного электродвигателя. С чер-
вяком слеплено червячное колесо 2 с роликом 6’, который периодически повора-
чивает восьмипазовый мальтийский крест, составленный из восьми секторов 3, за-
крепленных на торце зубчатого колеса 4. Последнее постоянно сцеплено с зубчатым
колесом 5, заклиненным на валу стола. Так как z4: = 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 эксплоатационных качеств
устройства. На фиг. 639 показано устройство для периодического деления 4-шпин-
делыюго блока токарного автомата. Как видно из фиг. 639, здесь применена ком-
бинация мальтийского механизма со звездчатым по схеме фиг. 631, благодаря чему
на поворот блока затрачивается очень мало времени. Однако трудности изготовле-
Мальтийские механизмы
599
Фиг. 640.
Фиг. 639.
GOO
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
ния деталей звездчатого механизма делают эту конструкцию технически и экономи-
чески не 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 г.стретиться, например, при проектировании
делительного устройства зубообрабатывающих станков и автоматических делитель-
ных головок. Пример подобного решения представлен на фиг. 640, схематически
изображающей делительное устройство зубошлифовального станка.
Автоматический поворот шпинделя 8 изделия, а вместе с - ним шлифуемого
зубчатого колеса производится здесь от валика 1 через коническую зубчатую пере-
дачу 2, мальтийский механизм 3—5, крест которого имеет шесть пазов, гитару
сменных колес—и постоянную зубчатую передачу 9 с передаточным отноше-
нием и = 4-. Ведомое колесо этой передачи заклинено на шпинделе 8. После
каждого оборота валика, на котором закреплен кривошип 3 мальтийского меха-
низма, шлифуемое колесо должно поворачиваться на один зуб. Следовательно,
, , 1 а с 1 1 , ,
должно быть 1 ——= — где z—число зубьев шлифуемого колеса, т. е.
Qbddz' J ’
а с 31)
b d z '
Аналогичная идея лежит в основе механизма для периодического поворота много-
позиционных столов, примененного в некоторых агрегатных станках.
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
Первый момент можно
на валу креста
паза креста и опор валов кривошипа и креста — на кон-
тактные напряжения и кривошипного пальца или оси
ролика — на изгиб.
Точный расчет мальтийского механизма осложняется
переменностью к. п. д.; его величина зависит не только
от козфициентов 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 ®). 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. 641) действуют момент Л1К с сил со-
противления движению перемещаемых масс, связанных
с крестом, и момент Мкин сил инерции, обусловлен-
ный непостоянством угловой скорости креста,
считать постоянным. Таким образом суммарный момент
ЛД- = Мк с -j- Мк „н — Мк с -ф 0 • e,f,
(68.30)
где 6—момент инерции перемещаемых масс, приведенный к валу мальтийского
креста;
ек — угловое ускорение последнего
Мальтийские механизмы
601
Следовательно, момент, который должен быть приложен на валу кривошипа для
поворота креста,
°',.- 1 <»„ 1
М = Мк — - - = (Мк с + _ (68.31)
где т]—к. п. д. механизма. Этот момент можно представлять себе как алгебраиче-
скую сумму моментов
Я = (68.32)
И
Жи = мк ин — 4- = е -к'<Як . _L, (б8.зз)
ш Т( <О '
из которых первый обусловлен моментом статических сил сопротивления повороту,
приведенным к валу креста, второй — моментом
момент Мс обычно не превышает 5—7% вели-
чины момента Мкин
Выбрав значение тг), как указано ниже, мож-
но вычислить по формулам (68. 16) и (68. 22)
значения и для угла <р поворота криво-
шипа от 3 = 4-----7 д0 ® и, построив кри-
вые Мкин , Мс и Мин, получить полное предста-
вление о величинах этих моментов при раз-
личных положениях механизма, если взять
Д<р»Зн-5°. Так как принято Мкс — const,
а кроме того также ш = const, то ординаты
кривых /ИЛ ин и Мс пропорциональны соответ-
ственно ординатам кривых и<ок(см. фиг. 634).
В выражение для момента Мин входит произ-
ведение еЛ • «>«; следовательно, он изменяется
по более сложному закону, чем Л1С , и имеет в
отличие от последнего различные знаки в пер-
вой и второй половине поворота. На фиг. 642
изображена кривая Мин (-с) для мальтийского
сил инерции. Нужно заметить, что
механизма с шестипазовым крестом.
Мгновенная мощность на валу кривошипа
7V = кгмм1сек или М = л. с.
75 0U0
(68.34)
Как видно из выражения (68.33) для Мин, средний момент М11к = 0 (см. также
фиг. 642);. следовательно, суммарный средний момент М на валу кривошипа равен
среднему значению Мс момента от сил сопротивления:
__ Р
М =ЖС =~. 2J мс dv.
О
(68.35)
Если подставить сюда Мс из соотношения (68.32), то вследствие того что
.. ..'К
mKC = const и — —
ы dtp
Ж = 1. ЛЖ С
Q fl J d-s
о
1 Ж- r с
•г— d'\
о
602
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
(фиг. 641), и так как я. = , р = -^ (см. стр. 588), то окончательно
- Л4 = (68.36)
где z — 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
₽ 3 ₽
> = -у j (Mc+MUH)dy = -у
О 0 0
или на основании соотношений (68. 35), (68. 36) и (68. 33)
Л4'=—~(мк £ + .^.d'A — . (68.37)
Z \ Ти • СО I J ' I
О
Так как е,- == —— = ©
dt
du>K
---, ТО
dy
При © = Р, в начале поворота, угловая скорость креста о>к = 0; в середине пово-
рота, при ср = 0, ш,; ~ шк шах = [формула (68.23)]; следовательно,
(68.38)
и формула (68.37) принимает вид
+
М' -
мкс
(68.39)
2
z — 2
Как видно отсюда, величина среднего момента Л4ЦН, обусловленного силами
инерции, зависит помимо приведенного момента инерции Ь перемещаемых масс
и угловой скорости кривошипа, только от числа пазов креста ^X = sin-^:
(68-4О)
ТС» Л
Если подставить сюда ш = —- , то это выражение принимает вид:
«»= Д^а(ь^)’’-'12т' <68Л1>
и отношение Мин: 6-п2— легко вычислить. Оно составляет:
Т|
для z = 3 4 5 6 8
Л4«я :6-и2 J-= 0,438 0,0407 0,0118 0,00524 0,00179. ;
Вычислив М' с помощью формулы (68.39), следует определить затем среднюю
мощность, расходуемую на привод поворотного устройства в первой половине
оборота: _
Л/ =М'-<а кгмм)сек или W = ~тЧ~о7)3~ л' с' (68.42)
Мальтийские механизмы
603
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 М, 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 7WKniax на валу креста и Л1тах на валу кривошипа необходимо
также для расчета деталей механизма. Очевидно,
Мк max — Мкс -[- Л4!С ин тах ,
причем Мкс — const, а
.. с <т шах / 'ШУ .. max »
Мк ин mas — ч • max — 0 шз ~ ( 30 / — 0,011 V • ZZ . (0g о 43'
Отношения к ™ах для мальтийских механизмов, наиболее обычных в станках,
(1)J
были определены выше. Пользуясь данными таблички на стр. 595, получим из
последней формулы:
для z — 3 4 5 6 8
М
..кан™** = 0,3448 0,0593 0,0252 0,0148 0,С077
О . Л2 ’
Наибольшие составляющие моменты на валу кривошипа
(1)1 6 1
Мс гаах — Мкс ~ Мин тах = ( ек • )тах • . (68.44)
Отсюда видно, что момент Мс достигает наибольшей величины при среднем
положении креста во время поворота (ср — 0), когда о>„ принимает свое наибольшее
значение. Пользуясь величинами отношений свктах^ш, приведенными на стр. 594,
легко, следовательно, вычислить Мс шах.
Момент Мин, обусловленный силами инерции, достигает максимума при значе-
нии угла ср, удовлетворяющем условиям:
if rf2
— (sK . = 0 и ^-(гк • шЛ)< 0. (68.45)
Подставляя сюда вместо е„ и <пк их выражения в зависимости от угла ср [фор-
мулы (68.16) и (68.17)], можно написать первое условие в виде уравнения
d Г sin ср (cos ср — X) 1_ „
rfcp [_(1—2X-C0S ср-|-X2)3J
или
[cos ср (cos ср — К) — sin2 ср]. (1 — 2Х- cos ср -]- X2) — бх-sin2 ср (cos ср — К) = О,
которое после замены sin2 ср =1—cos2 ср приводится к кубическому уравнению
х3 + х2 — х + 5Х*~-- = 0, (68.46)
где обозначено х = cos ср.
Так как угол ср лежит в пределах между 0 и р = уу —, то
1 > cos ср > sin = К. (68.47)
Поэтому из трех корней уравнения (68.46J годится лишь один — положительный
и лежащий в пределах между К и 1. Определив таким образом значения угла
<р = ум, отвечающее максимуму Мин, легко затем вычислить величину последнего
М ин max
X2 (1 — X2) (cos срд — X) sin срл, 1
(1 — 2X-cos срЛ + Х2)з ’ т,
(68.48)
604
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
Максимумы Мс и Мин имеют место при различных значениях угла ср. Если
построены кривые этих моментов, то Л4тах = (Мс -|- Ман тах) находится построением
результирущей кривой (Ме -j- Ман) в функции угла ср для первой половины пово-
рота. Если эти кривые не построены, то так как всегда Мс тах<аС Мин тах, можно опре-
делять /Итах, как сумму Мин тах и того значения Мс, которое соответствует углу <рл .
Обусловленная этим погрешность незначительна и не имеет практического значения
для расчета.
Наибольшая мощность на валу кривошипа
М -ш
/Vmax = Мшах-<и кг мм/сек или = —боосГ с- (68.49)
Для взятого в качестве примера мальтийского механизма с шестипазовым
крестом
%,ах М««тах 0,01086
шал ип Шал _ л
~~Й АГ ~ 0,00524” ~ ’
ан
и чем число пазов меньше, тем больше это отношение, достигая, примерно, 4 при
2 = 3; поэтому пиком мощности в приводе мальтийского механизма пренебрегать
отнюдь нельзя. Для.асинхронных трехфазных электродвигателей нормальных типов,
изготовляемых в СССР и применяемых в нашем станкостроении, характеристика
перегрузочной способности (коэфициент кратности опрокидывающего момента) U =
М
= Следовательно, например, для механизма с шестипазовым кре-
^НОМ
стом номинальную мощность двигателя можно брать лишь немногим (на 15 — 20%)
больше той, которая соответствует средней мощности на поворот креста и связан-
ных с ним частей станка; пиковую нагрузку, равную двукратной средней, двигатель
такой номинальной мощности безопасно выдержит. Напротив, для механизма с трех-
пазовым крестом номинальная мощность индивидуального электродвигателя должна
быть по меньшей мере в 2,2—2,3 раза больше той, которая соответствует 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 (фиг. 641), необходимые для расчета ролика, его оси и опор
валов кривошипа и мальтийского креста, находятся из соответствующих крутящих
моментов: . .
= и (68.50)
Здесь ’
I ----п----------1--------------от-------;—г\' 1 — 2Х COS ср -|-X2
I = ]/ е2—2e-r-cos ср -f- Р = е у 1 — 2k-cos ср-f-л2 =—-------------------.
Следовательно,
, i if ----- --------- - - I О О и
1 ' • . г У 1 — 2л • cos <р + л2
_Лк.^.± = ^. >(си,?-‘> -_L. (68.52)
> Г ш 1] г 1 — 2Х COS ср -f- X2 q '
Отсюда можно вычислить значения усилий Р и Рк в функциии угла <р.
Подставляя в последние соотношения значение Мк из формулы (68.30), получим
•= = р--+р«» <в8.зз)
Мальтийские механизмы
605
где обозначено
Р.
]Г1 — 2л cos 7 4- к2
р - 0
‘к ин - v г
ми у -
---------------------ш -
(1 — 2л cos <р + л2)2,0
(68.54)
(68.55)
Два последних соотношения позволяют построить кривые величин Рк е и Ркин
с 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 Ркс, обу-
словленное моментом Мкс статических сопротивлений повороту креста, имеет наи-
большее значение в середине поворота, когда плечо момента Мкс наименьшее:
1 — Л
Anin---\
При этом положении механизма
Л4 r AL . X
Рк с max = -г—- • (68.56)
'mln ' 1 Л
Тот же результат получается из общей формулы (68.54) при ср = 0.
Усилие Рк ин, обусловленное инерционным моментом, достигает максимальной
величины при значении угла ср, удовлетворяющем условиям
<7 Г sin ср 1 л d2 Г sin ср 1 _ „ „„
--- ---------- Y------хо с =0 и —---------------------0. (68.57)
L (1 — 2X-cos ср 4-№)2'5J d'P L(l — 2k cos ср X2)2’5 J v
Первое из этих условий дает
cos ср (1 — 2k.cos ср 4- к2) — 5к- sin2 ср = 0
или
3k-cos2cp (1 4- к2) cos ср — 5к= 0.
Отсюда находится
У(1 4- р)2 + 60/4 _ (1 4- х«)
cos <р =----*--------6^------------- (68.58)
и из соотношения (68.55) — отвечающее этому углу значение Ркинтж- Для раз-
личных значений z получается:
z = 3 4 5 6 8
о ;11Д1= 1 966 0,126 0,0318 0,0131 0,00424.
* Л Utt IlJclA. 7 7 7 7
Таким образом усилия Ркс и Ркан достигают максимума при различных поло-
жениях механизма. Чтобы не осложнять расчет отысканием максимума Рк [исходя
из выражения (68.53)], можно принимать с достаточной для практических целей
точностью, что Рк имеет наибольшую величину при значении угла ср, определяемом
формулой (68.58), т. е. когда максимума достигает усилие Ркин-
По найденным значениям Рк и Р проверяются на смятие ролик и рабочая
поверхность паза и рассчтываются опоры валов креста и кривошипа (ср. § 61,
расчет кулисных механизмов).
Для к. п. д. мальтийского механизма можно принимать следующие средние зна-
чения (за один поворот креста): если крест укреплен на валу, который лежит
в опорах скольжения, цяь 0,8 ч-0,9, в опорах качения -ц ~ 0,95; если крест соста-
вляет одно целое со шпиндельным блоком, барабаном и т. п., т. е. диаметр опорной
поверхности больше наружного диаметра креста, т] 0,75.
606
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
§ 69. 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. 643) имеют по сравнению с мальтийскими то пре-
имущество, что при прочих одинаковых условиях угловая скорость ш, ведомого
Фиг. 643.
элемента (звезды) изменяется равномернее, и максимум ее меньше угловой скоро
сти о),, мальтийского креста, а наибольшее значение углового ускорения меньше
максимального ускорения гк креста (фиг. 644). С другой стороны, Ha4t кон в начале
и в конце поворота звезды
больше, чем г,,. нач, кон-, следовательно, сильнее удар
(второго рода), сопровождающий поворот соот
ветствующей части станка, и фиксирующее устрой-
ство работает в более неблагоприятных усло-
виях. Существенным недостатком звездчатых ме-
ханизмов является также сложность технологии
изготовления элементов передачи и необходимое i1.
очень точной сборки. Этими неблагоприятными
особенностями звездчатых передач объясняется
то, что они нашли применение лишь в единич-
ных конструкциях станков, несмотря на более
широкие возможности варьирования времен tt> и
tn, чем при использовании мальтийских механиз-
мов.
Основные недостатки их — жесткие удары в
начале и в конце поворота, так как угловая ско-
рость ведомого колеса постоянна, и опасность
столкновения зубьев при входе колес в заце-
пление, обусловленная увеличением зазоров в
передаче 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. 645. 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 зацепление
Фиксирующие устройства 607
зубьев секториального ведущего колеса 2 с ведомым один из штифтов /
колеса 2 начинает отжимать вправо деталь 5, которая связана пружиной 7 со штиф-
том 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.
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 шпиндель-
ного 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.
В некоторых новых моделях автоматизированных станков и других машин пе-
риодическое деление производится глобоидным кулаком, т. е. барабаном, имеющим
форму глобоида с криволинейной канавкой на поверхности. Кулак этот непре-
рывно вращается на оси, перпендикулярной к оси периодически поворачиваемой
детали станка, например, многопозиционного стола, револьверной головки и т. д.
На периферии последней симметрично укреплен ряд радиальных пальцев с роли-
ками; число пальцев равно числу позиций, занимаемых головкой (или другой де-
талью станка) за один ее оборот. При непрерывном вращении кулака, в канавку
которого входит палец с роликом, кулак сначала поворачивает револьверную го-
ловку, а затем фиксирует ее рабочее положение соответственно профилированным
участкам канавки.
Глобоидный кулак позволяет производить деление с высокой скоростью и
делает ненужными отдельные фиксаторы (см. ниже) или, по крайней мере, упро-
щает конструкцую фиксирующего устройства. В настоящее время он используется
для периодического поворота деталей с наружным диаметром до 1500 мм и ве-
сом почти до 1 т. Возможное число операций деления зависит от размеров и
веса поворачиваемых частей и составляет от 100 до 60 в мин.
Недостатки описанного устройства — сложность технологии изготовления гло-
боидного кулака и нагрузка роликов и канавки кулака также и в то время,
когда поворачиваемая часть станка находится в покое. Между тем от состояния
поверхностей роликов и канавки зависит точность работы делительного устройства.
Поэтому для удовлетворительной работы механизма с глобоидным кулаком необ-
ходимо обеспечение высокой износостойкости упомянутых поверхностей.
§ 70. ФИКСИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
Для таких частей станков, как шпиндельные блоки, револьверные головки, много-
позиционные 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 перемещения, какая
требуется в подобных случаях. Это вызывается не только неизбежными погрешно-
стями изготовления и сборки механизма и постепенным износом его трущихся поверх-
ностей, но также и стремлением поворачиваемой части к перебегу в конце пово-
рота под действием сил инерции связанных с ней поворачиваемых масс, нередко
больших и тяжелых. Поэтому в тех случаях, когда точность поворота и положения
608 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
периодически поворачиваемой части станка имеет важное значение, в конструкции
соответствующего узла необходимо предусмотреть какое-либо устройство, автома-
тически фиксирующее каждое из конечных положений этой части с необхо-
димой 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 фиксировать ее в трех точках. Следовательно,
фиксаторы должны быть расположены так, чтобы поджимать фиксируемую часть
станка всегда к одной и той же стороне направляющей и устранять после фикса-
ции возможность ее поворота как в одну, так и в другую сторону, несмотря на
зазоры между фиксатором и ее направляющей. Эти требования могут быть удовле-
творены применением двух фиксаторов, сконструированных и расположенных
относительно периодически поворачиваемой части станка таким образом, что один
из них выбирает зазоры в 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 допу-
сками на неточность обработки изделий на этом станке. Такие устройства полу-
чаются обычно довольно сложными (см., например, фиг. 649 и 650); поэтому не-
редко в целях упрощения конструкции от системы двойного фиксирования („си-
стема двойной индексации') отказываются и довольствуются линь одним фикса-
тором. Принимая такое конструктивное решение, следует, однако, учитывать, что
одинарные фиксирующие устройства не гарантируют, как правило, такого надеж-
ного 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
пальца, 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 его головки длительно сохраняется, несмотря на износ, соприкаса-
ние (контакт) поверхностей.
Достоинством фиксатора, имеющего форму клина или конуса, является то,
что он сам доводит поворачиваемую часть точно до необходимого конечного поло-
жения, как это поясняется, например, фиг. 646. Револьверная головка 7 снабжена
здесь привинченным к ней делительным кольцом 2, в котором профрезерованы
радиальные пазы а, 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 относительно оси револьверной головки, что, напротив, было бы необ-
ходимо при конической форме головки фиксатора.
Для того чтобы фиксатор сам доводил поворачиваемую часть станка точно
до необходимого конечного положения, делительный механизм должен произво-
360°
дить поворот не на угол —— > где z—число позиций, а на угол, несколько
больший или меньший этой величины, в зависимости от положения скоса клино-
360°
вой головки фиксатора. Некоторое отклонение угла поворота от достигается
Фиксирующие устройства
609
иногда небольшим изменением теоретических размеров поворачивающего механизма,
например в случае мальтийского механизма — уменьшением межосевого расстояния е
(см. фиг. 641) 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 прохо
дит немного (например, в автоматах типа
1261 — на 1 мм) дальше требуемого поло-
жения.
Фиксаторы с конической головкой рабо-
тают хуже клиновых, так как в результате
износа поверхности конического гнезда под
фиксатор она принимает форму овального
конуса, и между фиксирующими поверхно-
стями возникает игра; поэтому фиксаторов
с конической головкой в современном стан-
костроении избегают.
Фиг. 646.
Фиксаторы-кулачки
работают с самого
начала с теоретически линейным контактом, который сохраняется, несмотря на
износ, компенсируемый периодическим регулированием или автоматически — пру-
жиной, что устраняет возможность игры.
Ограниченное применение получили в станках фиксаторы в форме цилиндри-
ческого пальца, сравнительно быстро теряющие плотное соприкосновение с сопря-
Фиг. 647.
женными гнездами, а также фи-
ксагоры-собачки, работающие в
зацеплении с храповиком (см.
стр. 577).
Освобождение периодически
поворачиваемой части станка от
фиксаторов перед ее поворотом
производится чаще всего рычаж-
ной системой, которая в долж-
ный момент цикла выводит фи-
ксаторы из этой части; фикси-
рование после окончания пово-
рота производится той же систе-
мой или происходит под дей-
ствием пружин после того, как
фиксаторы освобождены соответ-
ствующим рычагом. В станках но-
вых моделей, особенно агрегат-
ной конструкции, применяется
гидравлическое или реже пневма-
тическое управление фиксатора-
ми. Возможности электромехани-
ческого 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. 647) с пазом под клиновую головку фиксатора 8. Перед
входом ролика кривошипа в паз мальтийского креста кривая припод-
39 Ачеркан Н. С. 565
610
Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
нимает ролик рычага 6, связанного с
дит из колодки 7. После окончания
Фиг. 648.
фиксатора 8, выжимает его наружу, п
рачивается на угол, больший 60°, на
фиксатором 8, и головка последнего выхо-
поворота блока фиксатор быстро западает
в гнездо следующей колодки под давле-
нием двух сильных пружин 10. Фиксатор
движется в направляющей гильзе 9 укре-
пленной В корпусе 11. Достоинство этого
устройства — простота конструкции, а н -
достаток, присущий почти всем орднна; -
ним фиксирующим механизмам, — посте-
пенное уменьшение точности периоди-
ческого деления по мере износа напр.-
вляющих поверхностей фиксатора и на-
правляющей гильзы 9.
Надежная система двойного фиксиро-
вания (фиг. 648) применена в шестишпин-
дельных прутковых автоматах модели 1261.
Пер.д началом поворота шпиндельного
блока кулачок 3, нажимая на ролик 4
рычага 2, выводит его верхний конец из
гнезда колодки 1. Блок н'.чинает повора-
чиваться в направлении, показанном стрел-
кой, и сксс с противоположной колод-
ки 9, нажимая на скос b головки второ*, о
еодолевая давление рессоры 10. Блок ново-
столько, что между гранью d (перпендику-
Фиг. 619.
лярной дну колодки 77) и отвечающей ей гранью головки фиксатора 8 получается
зазор около 1 мм. Головка рычага 8 под давлением рессоры 10 западает в гнездо
Фиксирующие устройства
611
колодки 7 7. В этот момент рычаг 2, прижимаемый пружиной 5 к скосу а оче-
редной колодки 6, начинает поворачивать шпиндельный блок в обратную сторону
и поворачивает его до тех пор, пока перпендикулярная грань d колодки 77 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
ври посадке упорного фиксатора 8 на место.
На фиг. 649 показано устройство для фиксирования блока шестишпиндельных
прутковых автоматов Ныо-Бритн модели 61, применяемое в этих станках послед-
них серий. Также и в этой конструкции блок запирается двумя фиксаторами —
упорным б и натяжным 4, которые работают так же, как в устройстве по фиг. 648.
Фиг. 650.
Отлична от предыдущей система управления фиксаторами (от кривой 7 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 параллельны.
На фиг. 650 изображено фиксирующее устройство пятишпиндельных прутковых
и патронных автоматов фирмы Уикмэн.
Перед началом поворота ролик 3 переходит на участок кривой 7, 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
ползушка 10 поднимается настолько, что укрепленная в ней на оси 72 плитка 77,
играющая роль натяжного фиксатора, не мешает повороту шпиндельного блока
в направлении деления (на фигуре—по часовой стрелке). Блок поворачи-
вается не на72°(=^М, 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
возвращается на концентричную часть кривой 7, и ползушка 10 вместе с плиткой-
фиксатором 7 7 опускается, причем этот фиксатор поворачивает шпиндельный блок
в обратном направлении до тех пор, пока упорный фиксатор 13 не окажется
плотно прижатым к скосу колодки 14. Усилие, достаточное для надежного фикси-
рования бло..а, создается „ломающимся" рычагом, серьга 7 которого в конце про-
цесса фиксирования образует с угловым рыча: ом 9 угол, близкий к 180°. Пружина
15 выполняет 'здесь функцию компенсатора в системе управления фиксаторами Точ-
612 Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) движений
ность совпадения положения фиксирования с требуемым конечным положением перио-
дически поворачиваемого шпиндельного блока достигается в этой конструкции
регулированием плитки-фиксатора 77 при помощи винта 16', пружина 77 по-
стоянно прижимает плитку к каленому концу этого винта, а вместе с тем не поз-
воляет 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.
Фиксирующие устройства, работа которых основана на западании собачки,
нагруженной пружинами, в пазы точного делительного диска по окончании пово-
рота соответствующей части станка на требуемый угол, используются в станках
сравнительно редко и поэтому подробнее здесь не рассматриваются. Существенный
недостаток этих устройств—необходимость иметь довольно большой набор сменных
делительных дисков (число пазов диска должно быть равно или кратно числу
зубьев обрабатываемого зубчатого колеса), которые должны быть изготовлены
с очень высокой точностью: наибольшая погрешность шага не должна превышать
0,002 мм, накопленная ошибка—не более 0,003—0,004 мм.
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, ШХ12, а если необходимо — хромоникелевыми типов 12ХН2,
12ХНЗ и т. п., закаленными и отпущенными до твердости Ндд=56-?-63. В неко-
торых станках новых моделей для указанной цели с успехом применены хромирован-
ная сталь, а также литая бериллиевая медь, термообработанная до твердости
HRc к 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 сред-
него радиуса поверхности, по которой производится фиксирование. Однако расчет
деталей фиксирующего устройства труден, так как фиксатор садится на место
с ударом, и знание импульса силы, действующей в течение очень короткого (тысяч-
ные доли секунды) и недостаточно точно известного времени, не позволяет опре-
делить максимальные напряжения, обусловленные ударом, с практически необхо-
димой точностью. Поэтому в настоящее время приходится довольствоваться выбором
размеров деталей проектируемого фиксирующего устройства по аналогии с кон-
структивно сходными и проверенными в эксплоатации устройствами существующих
станков. Статический расчет с повышенными коэфициентами запаса может легко
привести к чрезмерно преувеличенным размерам деталей и всей фиксирующей
системы.
§ 71. ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ ПЕРИОДИЧЕСКИХ ПОДАЧ
В современных моделях продольно-строгальных станков нашли широкое при-
менение вместо храповых механизмов электромеханические устройства для периоди-
ческой подачи супортов. Такое устройство приводится от отдельного электродви-
гателя, который автоматически включается в соответствующий момент цикла, про-
изводит 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);
Принципиальная схема конструкции устройств этого рода показана на фиг. 651.
С двигателем через ряд понижающих передач связан вал, на котором заклинены
несколько кулачков 7 с различными числами выступов 1а, 1Ь и т. д. Форма
кулачков (с пятью и девятью выступами) показана на фиг. 652, а и б Так как
Электромеханические системы периодических подач
613
передача между двигателем и валом кулачков — постоянная, то расстояние между
каждой парой смежных выступов на кулачке (шаг) соответствует определенному
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
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 разо-
мкнутые контакты 7. При этом стержень
с роликом 2 подается вперед и ролик
входи г в соприкосновение с периферией
соответствующего кулачка; одновременно
через контактор включается электродвига-
тель подачи, и вал с кулачками начинает
вращаться. Первым же выступом кулач-
ка, против которого находится ролик 2,
его стержень будет отжат вправо, кон-
такты 7 разомкнутся, двигатель окажется
обесточенным и быстро остановится, так
как при размыкании контактов 7 вклю-
Фиг. 651.
чается -цепь динамического торможения
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. 652).
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 0,05%. Погреш-
ность, накопленная за один оборот кулачка, близка к нулю.
На фиг. 653 представлена кинематическая схема унифицированной коробки
подач продольно-строгальных станков моделей 716, 724, 7256 и др. Привод осу-
ществляется здесь от двигателя постоянн то тока мощностью 1,25 к 'впг при 950 об/мин.
„ 20 55 30 21 19
Передаточное отношение к валу кулачков равно здесь ~ • — =х 0,021,
614
Механизмы для
осуществления периодических (прерывистых) движений
по ДД
Электромеханические системы периодических подач
615
т. е. полному обороту этого вала отвечают 1 : 0,021 =47 оборотов двигателя —
достаточно много для того, чтобы обеспечить высокую точность подачи.
Фиг. 654 представляет сборочный чертеж механизма электроподачи этих стан-
Ков. Как видно из чертежа, на валу заклинены семь кулачков с различными числами
выступов, что в сочетании с тремя переключениями в механической части коробки
иодач (передвижное зубчатое колесо а на схеме фиг. 6531 дает 21 ступень п .-дачи
с диапазоном R 100. В конструктивном отношении этот механизм несколько
отличается от изображенного на фиг. 651.
Эксплоатация станков с таким или близким к нему механизмом электроподачи
супортов подтвердила надежность и точность работы этого механизма.
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
1. Артоболевский И. И., Блох 3. Ш., Добровольский В. В. Синтез меха-
низмов, Гсстехнздат, 1944.
1. Беккер И. Э., Кинематика мальтийского механизма, „Вестник металлопромышлен-
ности11 № 0. 1938.
Добровольский В. В., Теория механизмов. Маш- m, 1У46,
4. Пыж О. А., Цепочное за тепление, „Вестник ма ниностроенит1* № 1, 1946.
5. Пыж О. А..«Эллиптические зубчатые колеса, „Вестник машиностроения11 №2/3. 1946.
6. Слуцкий А. Я., Звездчатые механизмы, „Вестник инженеров и техников" № 2.1932.
7. Урин Д. М., Графоаналитическая теория мальтийского креста и приложение этой
теооии к исследованию аналогичных механизмов в области пищгього машиностроения,
ОНТИ, Г!36.
8 Э11 ИМ С, Расчеш механизмов станков (по данным проф. В. В. Добровольского),
изд. ЭНИМС, 1944.
ГЛАВА XIII
РЕВЕРСИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
§ 72. РЕВЕРСИРОВАНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ДВИЖЕНИЙ В СТАНКАХ
В станках почти всех типов для обработки на них изделий необходимо более
или менее часто изменять направление по крайней мере некоторых движений. Это
обусловлено прежде всего тем, что в большинстве станков либо главное движение,
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 реверсировать узлы
станка, движущиеся прямолинейно, для возвращения их в исходное положение
перед началом очередного хода [стол продольно-строгального или шлифовального,
ползун (штоссель) зубодолбежного, супорт затыловочного станка], нового про-
хода (супорт токарного станка при обточке в несколько проходов, при нареза-
' нии 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 конструкцию
станка и управление им, иногда и технологию изготовления (механические и гидра-
влические варианты) или электрическую схему; поэтому реверсирующее устройство
следует вводить лишь в те кинематические цепи проектируемого станка, где надоб-
ность в нем действительно обусловлена назначением и функциями 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 резьбошлифовальных станков); формой инструмента,
влияющей на выбор кинематической схемы (делительные движения в зубострогаль-
ных станках для нарезания цилиндрических и конических колес, движения обкатки
по шеверу-рейке в зубоотделочных станках); введением дополнительных движений,
необходимых или желательных для получения более высокого качества обработан-
ной поверхности или большей стойкости инструмента (осциллирующие движения
круга в некоторых шлифовальных станках, движения отвода стола с заготовкой
от долбяка в зубодолбежных 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. Наличие устройства для реверсиро-
вания шпинделя позволяет работать на станке также опрокинутым резцом на перед-
нем супорте, если супорт конструктивно приспособлен для работы „на отрыв".
б) В револьверных станках—для нарезания левых резьб с поперечного супорта
или револьверной головки при помощи специального резьбонарезного приспособле-
ния (например, резьбового патрона, надеваемого на ходовой валик) и для вывинчи-
Реверсирование различных движений в станках
617
вания метчика или свинчивания плашки при нарезании внутренних и наружных
резьб с револьверной головки.
в) В одношпиндельных токарных автоматах — для нарезания резьб при приме-
нении невращающегося резьбонарезного инструмента. Нарезание резьбы производится
при числах оборотов шпинделя, значительно более низких, чем при свинчивании
или вывинчивании инструмента. Следовательно, для возможности выполнения токар-
ных 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 заготовкой и инструмента (нарезание по способу отставания или опережения):
соответственно тому, будет ли эта разность положительна или отрицательна, на
заготовке изделия будет нарезаться правая или левая резьба. Вывинчивание или
свинчивание инструмента достигается изменением его числа оборотов при неизмен-
ном направлении вращения, что равносильно изменению знака угловой скорости
инструмента относительно изделия.
г) В сверлильных станках—для той же цели, что и в одношпиндельных токар-
ных автоматах, работающих неподвижным резьбонарезным инструментом.
Радиально-сверлильные станки, предназначенные помимо обычных для них работ
также для развертывания заклепочных отверстий в котельных листах и частях
металлических конструкций, должны иметь устройство для реверсирования еще
и потому, что котельные развертки изготовляют обычно левыми.
д) В фрезерных станках—для возможности работы как праворежущими, так
и леворежущими концевыми фрезами. Для работы фрезами с отверстием под оправку
реверсирование шпинделя не необходимо: каждая фреза такого вида может работать
и как праворежущая, и как леворежущая в зависимости от того, каким торцем
она обращена к шпинделю.
е) В резьбофрезерных станках — для возможности нарезания правых и левых
наружных и внутренних резьб право- и леворежущими фрезами.
ж) В горизонтальных расточных станках — поскольку на них выполняются
токарные, сверлильные, фрезерные, а иногда и резьбонарезные работы.
з) В зубофрезерных станках — для возможности работы право- и левозаходными
фрезами при нарезании прямо- и косозубых цилиндрических колес, а также червяч-
ных колес, которые могут быть предназначены для работы в паре с право- или
с левозаходным червяком.
Что касается многошпиндельных токарных автоматов и полуавтоматов, то они
не требуют реверсирования шпинделей, если заготовки вращаются во время обра-
ботки, так как нарезание резьбы выполняется на них вращающимся инструментом
по способу отставания или опережения. В многошпиндельных автоматах с непо-
движными заготовками главное вращательное движение совершают инструменталь-
ные шпиндели; реверсирование последних необходимо по причинам, указанным
выше для одношпиндельных токарных автоматов.
Б. Вращательное (круговое) движение подачи должно реверсироваться:
а) В резьбофрезерных станках — поскольку направления вращений шпинделя
фрезы и шпинделя изделия зависят от того, нарезается наружная или внутренняя
резьба, право- или леворежущей фрезой, и эти направления должны быть соответ-
ственно согласованы.
б) В зубодолбежных станках — для возможности нарезания наружных и внутрен-
них 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-обкатываю-
щихся долбяка и заготовки возможно и при таком устройстве станка. Однако
почти все современные модели зубодолбежных станков имеют реверсирующие
механизмы в обоих узлах для того, чтобы долбяк мог работать с любым напра-
влением вращения, независимо от того, какое зубчатое колесо нарезается — с на-
618
Реверсирующие устройства
ружным или внутренним зацеплением; только при такой конструкции станков можно
выбрать направление вращения долбяка произвольно, благодаря чему становится
возможным более равномерное срабатывание обеих режущих кромок зубьев инстру-
мента.
в) В зубоотделочных станках, работающих круглым шевером, для равномерной
отделки обеих сторон профиля зуба. С этой целью стол с шевингуемым зубчатым
колесом, насаженным на оправку, которая укреплена в центрах двух бабок, получает
возвратно-поступательное движение, а инструментальный шпиндель автоматически ре-
версируется одновременно со столом. Взаимная обкатка шевера и изделия происходит
таким образом поочередно в одном и в другом направлениях.
Движение обкатки реверсируется также в зубошлифовальных и зубопритироч-
ных станках.
г) В универсальных круглошлифовальных станках, предназначенных для обработки
как наружных, так и внутренних поверхностей, — поскольку при неизменном
направлении вращения шлифовального шпинделя направление вращения шпинделя
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 нет 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. 505.
Г. Прямолинейное движение подачи также должно реверсироваться — оно не
может, очевидно, происходить неограниченно в одном направлении. Конструкция
реверсивного устройства зависит от того, предусматривается ли рабочая подача
в обоих направлениях (фрезерные, горизонтально-расточные, шлифовальные
и другие станки) или только в одном, причем обратный ход—холостой (возврат
узла в исходное положение).
Д. Должны допускать реверсирование все установочные движения, выполняе-
мые при наладке станка или во время его работы; необходимость этого не требует
объяснений.
§ 73. ТРЕБОВАНИЯ К РЕВЕРСИРУЮЩИМ УСТРОЙСТВАМ. ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ,
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ И МЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ РЕВЕРСИРОВАНИЯ ДВИЖЕНИЙ
КРИТЕРИИ ПРИМЕНИМОСГИ ЭТИХ СИСТЕМ
Реверсирование движений в станках может быть осуществлено с помощью
средств электротехники или гидравлики, применением одних лишь механических
устройств либо комбинирования 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
удовлетворяют возможные системы реверсирования, — с другой. Как обычно, при
сравнении вариантов, эксплоатационно равноценных, решающую роль играют тех-
нологические и экономические факторы.
Независимо от системы и конструктивного выполнения каждое реверсирующее
устройство должно удовлетворять следующим основным требованиям:
а) устройство должно быть способно передавать крутящие моменты наиболь-
шей необходимой величины в каждом из обоих направлений движения; эти моменты
часто неодинаковы; ,
б) действуюшие во время реверсирования инерционные усилия не должны при-
водить к чрезмерно быстрому износу деталей устройства:
в) потери энергии на реверсировании должны быть возможно малыми, особенно
если реверсирование происходит часто, как, например, в станках с возвратно-по-
ступательным движением резания или подачи;
Различные системы реверсирования
619
г) габариты реверсирующего устройства должны быть 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 тем меньшим, чем чаще производится
реверсирование, и во всех случаях не должно вызывать утомления рабочего,
обслуживающего станок.
Наряду с этими к реверсирующему устройству предъявляются в отношении:
а) частоты реверсирования, б) времени, затрачиваемого на весь процесс изменения
скорости реверсируемой части станка по направлению, а часто и величине, и в) точ-
ности реверсирования по времени и месту дополнительные требования, строгость
которых зависит от функции реверсирующего устройства в проектируемом станке.
Электрические, гидравлические и механические решения удовлетворяют пере-
численным тоебованиям в различной степени.
А. Электрическое реверсирование
Как известно, вращение ротора асинхронного трехфазного электродвигателя
реверсируется при переключении любых двух фазовых обмоток, что влечет за
собой изменение порядка следования фаз и направления вращения магнитного
поля статора. Для реверсирования двигателя постоянного г ока необходимо изменить
направление тока либо в обмот-
ке возбуждения, либо в обмот-
ке якоря; в практике приме-
няется обычно второй способ
реверсирования.
Использование этого свой-
ства электродвигателей приво-
дит к упрощению конструкции
самого станка за счет сокра-
щения числа муфт, зубчатых
и других передач, валов, под-
шипников, элементов системы
управления и прочих деталей
реверсирующего механизма (ср.
фиг. 655, а — принципиальная
схема шпиндельной бабки с ме-
а) 5J
Фиг. 655.
ханическим реверсированием шпинделя и фиг. 655, б’—с приводом от ревер-
сивного двигателя трехфазного тока). Отпадают также все детали механического
тормоза. Некоторое осложнение электрической части станка при замене механического
реверсирования электрическим, конечно, неизбежно.
Основными достоинствами электрического реверсирования в применении к стан-
кам являются помимо указанного упрощения механической части станка простота
и легкость управления реверсом (кнопочные переключатели), 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 короткозам-
кнутые трехфазные двигатели мало чувствительны 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 всего тем, что при выполнении какой-либо работы бывает необхо-
димо реверсировать не все, а лишь некоторые узлы станка, например только стол
фрезерного, шлифовального станка, супорт токарного и т. д., тогда кдк направле-
ние вращения шпинделя в этих случаях должно оставаться неизменным. Следова-
тельно, если все кинематические цепи станка приводятся от общего электродвига-
теля, избежать механических или гидравлических реверсирующих устройств нельзя.
620
Реверсирующие устройства
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 станках
для сверхчистовой отделки (суперфиниширования) абразивные бруски совершают
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 коротких
резьб может понадобиться реверсировать шпиндель 3000—3500 раз в час. Между
тем достигнутый к настоящему времени верхний предел возможного числа
реверсирований электродвигателей лежит даже при отсутствии нагрузки около
п — 3600-^4000 в час при мощности до Л/ = 1-4-1,2 кет., уменьшаясь до «тах~ 1800
реверсирований в час при N == 5 кет. Под нагрузкой это число еще меньше.
Нужно иметь в виду, что при п>500 реверсирований в час желателен, а при
«>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, реверсирование соответствующего узла станка за счет
применения реверсивного электродвигателя исключается.
Напротив, в станках специализированных, токарных инструментальных,
станках для вторых операций и т. п., требующих иногда 400—600 реверсиро-
ваний 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 рычаж-
ном управлении механическим реверсирующим устройством. Необходимо, однако,
учитывать, что возможность электрического варианта при большой частоте ревер-
сирования зависит от требуемой мощности: чем больше мощность электродви-
гателя, тем меньше, как правило, наибольшая допустимая частота реверсирования. Это
относится к реверсивным двигателям не только нормального, но и специального
исполнения, хотя для последних указанная зависимость имеет более благоприятный
характер, как видно из табл. 17:
Таблица 17
Электродвигатель Наибольшее допускаемое число реверси- ' рэваний в час
200 при мощности 500 двигателя не 1200 свыше кет
нормального исполнения ..... . 5,5 1,5 0,75
с высоким крутящим моментом . . . 15 7,5 3
с независимой вентиляцией 22 11 5,5
Это ограничение допустимой частоты реверсирования обусловлено тем, что
тепловые потери при торможении ротора противовключением в процессе реверси-
рования 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; поэтому при сравнении возможных вариантов
реверсирующего устройства по такому показателю различия Ат между величи-
нами т для разных вариантов имеют практическое значение лишь в тех случаях,
когда полное время Т на цикл (включая и время на реверсирование) невелико
сравнительно с т. Действительно, увеличение производительности К (в шт/мин,
Различные системы реверсирования
621
ат q
е' ~т ~гбо+"7"
(73.3)
- < q,
1
шт/час и т. п.), достигаемое сокращением времени реверсирования на величину Д-с,
составляет
Д/\ - -О' А О'" - О' / О Л \ ' 3.1 )
Г — Дт 1 Т (1 — Дт) ’ ' 7
где С—постоянная. Следовательно, относительное повышение производительности
в процентах
Р = 100^= ЮО-у^- =-у^- %• (73.2)
Y ~ 1
Эта величина может служить критерием оценки значимости потерь времени на
реверсирование. Если, например, для варианта реверсирующего устройства,
лучшего из всех по остальным эксплоатационным показателям, время -с больше,
чем для другого варианта, но при этом потеря производительности по сравнению
с ним р < q, где q — предельно приемлемая потеря в процентах, то этим фактором
приходится пренебречь. Это допустимо, следовательно, при условии, если
100
Г
Дт
В современных системах электропривода время на реверсирование очень мало.
Так, агрегаты по системе Леонарда реверсируют быстро движущийся стол даже
тяжелых продольно-строгальных станков за время, не превышающее 1 сек. Испы-
тания ряда тяжелых продольно-строгальных станков с длиной строгания до 4,5 .и,
весом стола с изделием до 80 т, мощностью двигателя до 75 кет и тяговым
усилием до 22 т показали время на реверсирование при скоростях стола
до 52 м/мин х с= 0,6-.—1 сек. (для отдельных исследованных станков 0,62, 0,74,
0,80 и 0,96 сек.). Однако как ни малы сами по себе эти значения х, при тех
скоростях рабочего и холостого ходов, с какими работают современные продольно-
строгальные станки, возможностью сокращения т пренебрегать не следует. Если,
например, строгание производится со скоростью v = ь0 ммин при скорости
холостого обратного хода v0 = 90 ммин, то при длине строгания L = 2 м
и затрате времени на одно реверсирование т = 1 сек. полное время на цикл (один
двойной ход) равно Т и 60L + — ^0 • 2 ф- -ф- 2. В результате
сокращения времени т, например, до 0,7 сек., т. е. при Дт = 0,3 сек., время на
цикл уменьшилось бы на Дт'= 2 • Дт = 0,6 сек., и повышение производительности
составило бы по формуле (73. 2) р = = 12,7°/0 —эффект, пренебрегать
которым, очевидно, нельзя.
Этот пример объясняет причины стремления ведущих электротехнических
предприятий создать такие системы электропривода станков, которые гарантиро-
вали бы в нужных случаях возможно быстрое торможение реверсируемой части
и быстрый 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 это непосредственно
следует из теоремы импульсов. Сила этого удара тем больше, при прочих одина-
ковых условиях, чем больше изменение количества движения реверсируемой
системы, 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
реверсирования искусственно затягивать этот процесс (см., например, ниже,
стр, 623). Это же обстоятельство ставит границы увеличению скоростей возвратно-
поступашльных движений, например, продольно-строгальных станков.
622
Реверсирующие устройства
Точность реверсирования электродвигателя зависит от его конструкции, от
величины махового момента ротора и от соотношения между пусковым и номи-
нальным моментами. Как показали экспериментальные исследования, современные
реверсивные двигатели тех мощностей, которые чаще всего используются в стан-
ках, обеспечивают реверсирование ротора за время поворота его на 360 —180°,
а при специальной конструкции двигателя — всего лишь на 15°, причем двига>ель
развивает полную скорость, сделав лишь часть оборота. Использовать достаточно
точную повторяемость этого угла можно только при условии точного управления
за?.шканием 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 для 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 глухих отверстий и т. п. — может быть
необходима настолько высокая точность останова, что, несмотря на большую
редукцию в механизме подачи, упомянутая выше точность реверсирования двига-
теля, обеспечивающая останов супорта в пределах примерно 0,01—0,03 мм, ока-
жется сама по себе, без } поров, недостаточной. Напротив, для шпинделей даже
быстроходных станков, вращающихся с числами оборотов, близкими к числу
оборотов двигателя, точность реверсирования в пределах одного-двух, а часто
и большего числа оборотов вполне достаточна, если не считать возвратно вра-
щающихся шпинделей, которые встречаются очень редко в станках специальных
типов. Реверсирование таких шпинделей производится механическими средствами,
например посредством кулисы !см. стр. 75, фиг. 32).
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 час:ей
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 зна-
чения, так как установка производится не часто, а требуемая окончательная точ-
ность установки, если она выше гарантируемой двигателем, достигается дополни-
тельными устройствами или перемещением вручную отдельной части узла (например,
шпинделя (пиноли) задней бабки, верхней части супорта и т. д.).
В остальных- случаях нужно сопоставить указанные выше (стр. 618) показа-
тели электрического и других вариантов, оценивая при этом каждое реверси-
рующее устройство вместе с его управлением. Реверсивный электродвигатель
окажется нередко наиболее удобным и экономичным решением. Если при этом
скорости прямого и обратного ходов должны быть различны, следует выбрать
двух- или многоскоростной двигатель.
Число моделей советских и зарубежных станков, в которых для реверсиро-
вания соответствующих узлов станка используются реверсивные электродвигатели,
чрезвычайно велико. Нередки и такие решения, когда два различных узла,
которые должны реверсироваться одновременно, приводятся от отдельных электро-
двигателей, причем одновременное переключение последних на обратное вращение
гарантируется самой электрической схемой управления. Для примера можно на-
звать зубоотделочный станок модели 571Б, в котором шпиндель шевера и
стол с изделием приводятся от Двух отдельных асинхронных короткозамкнутых
электродвигателей мощностью соответственно N— 1,8 кеш при п = 960 об/мин
и Д( = 0,25 кет при « = 1400 об/мин, причем контакторы обоих двигателей
сблокированы так, что двигатели реверсируются одновременно.
I .
Различные системы реверсирования 62S
Б. Реверсирование с помощью гидравлических устройств
Почти полное вытеснение механического привода подач гидравлическим в шли-
фовальных станках наиболее распространенных типов и широкое применение
гидропривода также в других станках — фрезерных, сверлильно-расточных, про-
тяжных, хонинговочных — с прямолинейно движущимся столом или супортом
достаточно свидетельствуют о его пригодности для осуществления возвратно-по-
ступательных движений.
Частота реверсирований, возможная для гидропривода, очень высока. Так,
например, столы гидрофицированных круглошлифовальных и внутришлифовальных
станков (например, внутришлифова.шного станка модели 3250)' делают при обра-
ботке коротких деталей до 200 и более ходов в минуту, т. е. получают 12 000 и
более реверсирований в час. В некоторых гидрофицированных моделях современных
круглошлифовальных станков с осциллирующим движением шлифовального круга
последний совершает до 100 коротких (0,5 — 10 мм) колебательных движений
в минуту, т. е. получает около 6000 реверсирований в час. Гидропривод допускает
высокую частоту реверсирования также возвратно-вращающихся частей станка.
Следовательно, в отношении возможной частоты реверсирования гидропривод
далеко превосходит привод от реверсивного электродвигателя, практически равно-
ценен механическому и уступает лишь пневматическому приводу, допускающему
до 1500—1700 реверсирований в мин. (в механизированных инструментах ударного»
и ударно-поворотного действия).
Время, затрачиваемое на реверсирование с помощью гидравлического устройства,
может быть сделано чрезвычайно малым. Экспериментальное исследование гидро-
фицированного поперечно-строгального станка (наибольший ход ползуна Lmax =
= 650 мм, скорость рабочего хода v — до 45 ж/жим, скорость обратного хода
— до 60 М;Мин, мощность приводного электродвигателя 77 = 6 кеш, наибольшее
рабочее давление масла ртах = 60 кг см2), произведенное в отечественном институте,
показало время на одно реверсирование ползуна т = 0,05-ч-0,07 сек. Усилия,
действующие на ползун, получались при таком быстром реверсировании настолько
большими, что оказалось необходимым ввести в конструкцию распределительной
коробки демпферы с целью искусственного увеличения продолжительности про-
цесса реверсирования до т' = 0,40 ~ 0,46 сек.
С помощью гидравлического привода возможно производить реверсирование
с такими высокими частотами и с такой большой быстротой, какие практически
еще недостижимы для привода от реверсивного электродвигателя. Это 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 противоположном направлении.
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
приходится, как правило, 90—95°;0 всей кинетической энергии реверсируемых масс.
Условия при гидравлическом реверсировании значительно более благоприятны:
во всей гидросистеме 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-
чатого вращаются в неизменном направлении. При гидроприводе отпадают также
более или менее быстроходные возвратно-вращающиеся зубчатые колеса пере-
дач к реверсируемой части станка. Периодически реверсируются, кроме поршня,
лишь малые и легкие детали распределительного устройства, как золотники,
краны, пилоты, 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 тех станка?:,,
624
Реверсирующие устройства
,где гидрофицировано главное движение и скорость резания велика. Однако и в
подобных случаях кинематическая энергия движущихся столбов масла, поглащаемая
в процессе реверсирования, может быть сделана значительно меныпей кинетиче-
ской энергии ротора электродвигателя, если применить цилиндр малого диа-
метра, питаемый насосом высокого давления. Соответственно меньше и сила удара
при реверсировании.
По той 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. 620), а гидравлическое реверсирование уместно большей частью
лишь в станках с гидроприводом всех или некоторых основных движений; в про-
тивном случае осложнение конструкции машины гидроустройством специально для
реверсирования часто будет нецелесообразным. Точно так же технически и экономи-
чески не оправдывается применение отдельных реверсивных электродвигателей для
установочных перемещений, если они производятся редко и вес перемещаемых
узлов мал.
Частота реверсирования, возможная для механических устройств, может быть
очень высокой и ограничивается лишь силами инерции реверсируемых масс.
От тех же факторов зависит 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 т 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 де-
формации некоторых контактирующих поверхностей, и поэтому сопровождается
более сильными толчками, чем в предыдущем случае. По мере увеличения в меха-
низме зазоров, обусловленных износом и автоматически не компенсируемых (например,
в шарнирах, в зацеплениях зубчатых и червячных передач, в сопряжении ролика
с канавкой кулачка и т. п.), 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-
стигнуть целесообразной конструкцией механизма, предусматривая в нем, в частно-
сти, детали для уничтожения чрезмерных зазоров, и уменьшением сил инерции,
действующих во время реверсирования. С этой целью изготовляют из легких спла-
вов, алюминиевых или алюминие-магниевых, те детали реверсируемого узла, кине-
тическая 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 момент реверсирования
значительно меньше, также и в этих модулях применяется в большинстве случаев
сталь или чугун. По аналогичым соображениям нередко делают из легкого сплава
балансир с зубчатым сектором, сообщающий возвратно-поступательное движение
ползуну (штосселю) зубодолбежного станка. Напротив, не может дать существен-
ного эффекта замена чугунного стола продольно-строгального станка столом, от-
Динамика процесса реверсирования
625
литым из легкого сплава, так как кинетическая энергия стола вместе с наиболее
тяжелой заготовкой, установленной на нем, не превышает обычно 5—7°/0 суммар-
ной кинетической энергии реверсируемых масс.
В дальнейшем рассматриваются только механические реверсирующие устрой-
ства станков. Способы реверсирования с помощью электрических и гидравличе-
ских систем подробно освещаются в курсах „Электрооборудование станков" и
„Гидроприводы станков". ....
§ 74. ДИНАМИКА ПРОЦЕССА РЕВЕРСИРОВАНИЯ. ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ
ПРИ РЕВЕРСИРОВАНИИ
Процесс реверсирования с какой-либо угловой скорости <и2 на скорость a>j вра-
щения в противоположном направлении (или с линейной скорости v2 на обратную
скорость t/j) состоит из двух фаз — торможения с <с2 до 0 и разгона в обратную
сторону с 0 до ffij (аналогично для прямолинейного движения). Изменение скоро-
Фиг. 656. Фиг. 657.
сти во время реверсирования может происходить различно и, вообще говоря, не
следует линейному закону, как это принято, например, на теоретической схеме
фиг. 656, на которой е = -^= const.
Во многих станках реверсирование повторяется строго периодически, и обе
фазы следуют одна за другой без 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, чаще всего в виде фрикцион-
ной муфты, которое смягчает толчки за счет проскальзывания (буксования) при
включении; следовательно, при каждом реверсировании происходит некоторая по-
теря энергии, нагревание и срабатывание буксующих фрикционных поверхностей.
При частом периодическом реверсировании, как, например, в станках с возвратно-
поступательным движением стола, супорта и т. п., проблема уменьшения потерь
энергии и увеличения долговечности деталей реверсирующего устройства приобре-
тает серьезное значение. Пути решения ее выясняются из следующих соображений.
Пусть вал 2 (фиг. 657) — первый вал в кинематической цепи узла, скорость
которого должна быть изменяема — вращается с угловой скоростью ш2, которая
в периоды реверсирований является переменной. Вал 1, связанный с двигателем
станка передачами или постоянной муфтой, вращается с угловой скоростью
<«! + а>2. Если включить фрикционную муфту, 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 <£>общ- Эта скорость и продолжительность Т периода неустановившегося
движения могут быть в принципе определены из уравнений движения валов
- = . ....., (74.1)
... е2-^- = /Ит —/И2, =-• ; , (74.2)
40 Ачгркан Н. С. 565
626
Реверсирующие устройства
где и 02 — приведенные соответственно к валам 7 и 2 моменты инерции масс,
. связанных с ними;
М' — вращающий момент на ведущем валу 7;
М2 — момент сил сопротивления, приведенный к валу 2;
Мт — момент сил трения между фрикционными поверхностями.
Для решения этих уравнений необходимо знать зависимости Л4', М2 и Л4т
от I, которые в действительности возможно установить лишь экспериментально.
Однако, для того чтобы выяснить характер влияния некоторых основных факто-
ров на процесс реверсирования и установить наивыгоднейшие условия его, можно
ограничиться приближенным решением, как это и сделано в дальнейшем.
Моменты 7И, и Мт можно принять неизменными во время торможения и разгона;
для Л42 это допущение особенно близко к действительности, так как включение
муфты производится на холостом ходу станка.
Интегрируя уравнения (74.1) и (74.2), получим:
г ~
(74.3)
О
hili — ®2«) = (Мт — М2) Т, (74.4)
где а5]Я и а>2Я —угловые скорости валов 7 и 2 в момент начала включения муфты.
Если обозначить ЛД— среднее значение момента М' за время реверсирования,
определяемое из работы
т т
... MVT -dt, т. е. = -dt, (74.5)
о о
то уравнение (74.3) можно написать в форме
— <o1«) = (/W1 — Мт)-Т. (74.6)
Совместное решение уравнений (74.6) и (74.4) дает:
: и(^д —^г)~ —Af,„) . (7Л
Т ________9г9ц (ш1н ш2н)______ ,7, й.
6t (Mm - М2) - 02 (М,-Мт)
М т Мъ
Так как при сделанных выше допущениях —t-g — const, то из уравне-
ния (74.2) следует, что= const, т. е. угловая скорость ведомого вала изме-
няется по линейному закону. То же относится к скорости <о1; если в уравне-
нии (74.1) заменить М' на Mt, поскольку также = const. В таком слу-
чае углы поворота валов 7 и 2 за время Т равны соответственно
?1 = = (74.9)
и угол относительного скольжения фрикционных поверхностей
........ ; ® т . .. .. (74.9а)
или, если подставить сюда значения Т из формулы (74.8),
<р —______. (74 10)
? 2[01(Л1а-Л12)-6а(Л11-Мт)] ‘
Динамика процесса реверсирования
627
Работа трения за время Т относительного скольжения муфты , - - ,
/ А —М -'р — М------------??>?!_______________ (74 111
или также
А = _L.__________~ ‘ ’ /74 ,1ч
..... л- \М„ JJ •....... :
Эта работа характеризует потери энергии 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 1 и 2, и кроме того, она тем меньше при прочих одинако-
вых условиях, чем: 1) меньше приведенный момент инерции 92 реверсируемых масс;
2) меньше момент Мг сил сопротивления в реверсируемом узле; 3) больше момент
трения Мт", 4) больше приведенный момент инерции масс, связанных с ведущим
валом и вращающихся в постоянном направлении. Отсюда следует, в частности,
необходимость производить реверсирование на холостом ходу — при минимальном
значении момента М2.
При реверсировании с помощью муфт электродвигатель 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-
теля и его нормальная угловая скорость велики. Если считать поэтому — ~ 0, т. е.
приближенно принимать = const, то из этого же уравнения следует М’ == Мт
и на основании уравнения (74.2)
ЛГ = ,И2-|-02^. (74.12)
с» U.L -
Работа ведущего вала 7 за некоторый промежуток времени 7:
t t t
At = J M'-wvdt — J -}- J 62 • <77 =
о о о -
t
= ?w2.•>!•/ + Oj®! p®2. (74.13)
b
В начале этого промежутка, при 7=0, скорость ведомого вала о>2 = о>2« ; при 7—7
конечная скорость ш, = ш2К. Следовательно,
/it — Af2-®!-7-}-9^ —®2н)- (74.14)
Первый член в правой части этого уравнения представляет работу Ае, расхо-
дуемую на преодоление сил сопротивления в реверсируемом узле станка, второй
член — сумму работ, затрачиваемых на изменение скорости ведомой системы (AytX)
и на трение в муфте (Лт) за время 7. Следовательно,
Aj,eK -}- Ат = 02о>! (®2« — <°2и)- (74.15)
Уравнение (74.11) при сделанных выше допущениях (М’ = Л4Х = Мт, /И2 = 0)
примет вид
(74.16)
и работа ускорения реверсируемых масс .
А,ск = 02»1 (“>2к — -----^-02(»2«—<»2н)г =4л (“5К — “У , (74-17)
628
Реверсирующие устройства
как и следовало ожидать, так как эта работа равна приращению кинетической
энергии Е ведомой системы:
= = (74.17а)
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=ы0, Лс^0 и поль-
зоваться приближенным равенством
Д1=Д^+ДИ = ДД + Ат, (74.18)
в котором величины Д£ и Ат определяются формулами (74.17а) и (74.16)
Первая фаза реверсирования — торможение от скорости <о2« до 0 — может
осуществляться либо включением муфты, либо отдельным тормозом. При первом
способе торможения в предыдущих формулах конечная угловая скорость вала 2
“V = 0 и
- А = fj20)l (®2« -“2н) = — 02“1-“2к •
В частном случае при = — <о2„ (скорости прямого и обратного хода одина-
ковы)
Д1 = • ®2н •
Приращение кинетической энергии . „
• ; Д £" = Екон — Енач == 02 (<в^ — о>2и) =-02<»2Н>
и потеря энергии . , . ,,
А^ = At — Д£ =4-02-“2«. (74.19)
Если торможение производить тормозом, то ш2К = 0, ®1 = 0, из общих формул
получается: • .* г
д|=0; Д£=±62(^-<о2к)=-4-92.^,
и потеря энергии в этом случае ' > - . \\
А{^ = Л1-ДЕ = 4-02-‘°1«- (74.20)
Из сравнения выражений (74.19) и (74.20) 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 три 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 муфта производила лишь разгон на обратную ско-
рость. Для разгона от <о2 = 0 до о>2 =
Л1 = 02-®1-о>2« ; . Д£ == ^! — Д£ ==-i-92.<02K (2“h — ®2«)
И При 0)2* ~ Ш1
• =4~q2-“L- <74-21>
В случае равенства угловых скоростей прямого и обратного хода (<п2К = —®гк)
- ^) = 492-(ot- . . (74.22)
• «
Конструкции реверсирующих механизмов
629
Таким образом при реверсировании с угловой скорости <о2 = -{- ш на угловую
скорость ш, — — ш (или обратно, с — ш на + “) потери энергии составляют при
реверсировании посредством муфты:
Ат = Л'^+ -<Р, = 4е2-“2 + 4-е5-“2==2е2-°)2’ (74’23}
при реверсировании с промежуточным торможением отдельным тормозом:
Ат = <’+ 4? = 4-62-“2+ ^О2.т- = 62.о?, (74.24)
т. е. полная потеря энергии за весь период реверсирования в последнем случае
вдвое меньше.
Управление муфтами и тормозом реверсирующего 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 управлении реверсирующим устройством.
§ 75. КОНСТРУКЦИИ РЕВЕРСИРУЮЩИХ МЕХАНИЗМОВ
Для реверсирования движений в станках используются: 1) устройства с ремен-
ным передачами; 2) устройства с цепными передачами; 3) цилиндрические трензели;
4) конические трензели; 5) планетарные
Если возвратно-поступательное или
возвратно-вращательное движение соот-
ветствующей части станка осуществляется
при помощи кривошипно-шатунного, ку-
лисного или кулачного механизма, надоб-
ность в особом реверсирующем устрой-
стве, очевидно, отпадает.
1. Ременные реверсирующие
передачи. Основные схемы ременных
реверсирующих передач показаны на фиг.
658, а — г. От нереверсируемого веду-
щего вала I движение передается ведо-
мому валу II посредством либо откры-
того, либо перекрестного ремня; следо-
вательно, в зависимости от того, какой
из этих ремней находится на рабочем
шкиве вала II, этот вал вращается в
одном или в другом направлении. При
схемах по фиг. 658, а и б реверсирова-
ние производится переводом ремней с по-
мощью вилок, причем при одинарной
ширине холостых шкивов (схема а) пе-
ревод ремней должен производиться по-
следовательно, при двойной ширине этих
шкивов (схема б) оба ремня переводятся
одновременно одним рычагом с двумя
вилками.
Общий недостаток реверсирующих механизмов с переводом ремней—износ кро-
мок ремней от трения о вилки; 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 не г надобности.
механизмы; 6) червячные механизмы.
Фиг. 658.
630
Реверсирующие устройства
Свободны от первого из указанных недостатков конструкции, построенные по
схемам виг фиг. 658: здесь открытый и перекрестный ремни находятся постоянно
на одних и тех же шкивах, один из шкивов каждой передачи — холостой и со-
единяется с валом посредством сцепной муфты.
При решении вопроса о том, на каком из валов — ведущем или ведомом —
целесообразнее поместить реверсирующую муфту, нужно принимать в расчет сле-
дующие соображения:
а) Детали, заклиненные на ведомом валу, реверсируются; следовательно, если
моменты инерции шкивов больше, чем момент инерции муфты, то последнюю
лучше расположить на ведомом, реверсируемом валу (схема в).
б) При обоих вариантах вращаются все шкивы, и поэтому сцепную муфту жела-
тельно расположить так, чтобы разность угловых скоростей шкивов, сидящих
на одном валу и постоянно вращающихся в противоположные стороны, была воз-
можно малой. Это обеспечит меньший износ фрикционных поверхностей, меньшие
потери при реверсировании (см. § 74), а также и меньший износ втулок холостых
шкивов. Если, например, обе передачи — понижающие, то предпочтения заслужи-
вает схема в — с расположением муфты на ведомом валу.
По этим причинам реверсирующие устройства по схеме фиг. 658, в применяются
в действительности значительно чаще.
Ременные реверсирующие устройства находят применение главным образом
в приводе продольно-строгальных станков, работающих с умеренными скоростями
резания, иногда и в некоторых других станках, в приводе возвратно-поступатель-
ного движения.
В станках новых моделей ременные реверсирующие устройства находят очень
ограниченное применение. Это 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-
зуются в станках еще реже, чем устройства с ременными передачами. Поскольку
перекрестная цепь 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 цепи.
Преимущества этих устройств по сравнению с ременными — возможность рас-
положения внутри станка (ремни должны быть защищены от масла) и большая
компактность; недостатки их-—специфические для цепных передач, т. е. меньшая
плавность передачи движения, довольно сильный шум, особенно при применении
роликовых цепей, нередко толчки при переключениях на большие скорости.
3. Цилиндрические трензели. Для реверсирования вала,параллельного
ведущему, широко используются в станках механизмы, состоящие из цилиндриче-
ских зубчатых колес — цилиндрические трензели. Реверсирование движения полу-
чается за счет передачи его через четное или нечетное число паразитных колес,
чаще всего через одно такое колесо — при одном направлении вращения и путем
непосредственного зацепления колес ведущего и ведомого валов либо через два
паразитных колеса — при противоположном направлении вращения.
При довольно разнообразном конструктивном исполнении цилиндрических трен-
зелей наиболее распространенные варианты их можно отнести к одному из следую-
щих трех видов: а) трензели с передвижными зубчатыми колесами или пере-
движными двойными блоками одинаковых колес; б) трензели с колесами, находя-
щимися в постоянном зацеплении и включаемыми посредством сцепных муфт или
скользящих шпонок; в) трензели с накидными колесами, включаемыми посредством
поворота вокруг неподвижной оси (плоские трензели).
На фиг. 659, а — д изображены схемы трензелей первого вида в развертке и
свертке. Паразитное колесо обозначено везде г0, пунктиром изображено положе-
Конструкции реверсирующих механизмов
631
ние передвижного зубчатого колеса
при переключении трензеля на обратную ско-
рость. На каждой из схем указаны также наименьшая строительная длина трен-
зеля, выраженная через ширину 7»
ординарного зубчатого колеса,
и передаточные отношения при
прямом и при обратном враще-
нии. Цифрами 1 и II обозначены
соответственно ведущий вал, вра-
щающийся в неизменном напра-
влении, и ведомый — реверсируе-
мый. Очевидно, что все схемы по
фиг. 659 обратимы — валы 1 и II
можно обменять местами.
При компактной схеме а ско-
рости вала II при вращении в
различные стороны не могут быть
одинаковы, так как с, Z2. Ме-
жду окружностями выступов ко-
лес 1 и 3 должен оставаться за-
зор, т. е. должно быть
+ 2/oi) + Оз + 2/('о) <~3-Г~8 или
~> 2 (/', +4), где /' —
коэфициент высоты головки зу-
ба; при нормальных значениях
7'я — /ц3 = 1 разность чисел зубьев
колес 2 и 7 должна быть, сле-
довательно, не меньше 5. Таким
образом отношение угловых ско-
ростей при прямом и при обрат-
( I I г1 \
ном вращении (равное -т— =
гем больше отличается от еди-
ницы, чем меньше числа зубьев
колес 7 и 2. Это является в не-
которых случаях недостатком ме-
ханизма, построенного по данной
схеме.
От этого недостатка свободна
схема б: если подобрать числа
зубьев колес механизма таким
образом, чтобы — аз — , то
[ /' | ~ 11" |, и вал II будет вра-
щаться в обоих направлениях с
приблизительно одинаковой ско-
ростью. Как видно из схемы,
числа зубьев колес должны удо-
влетворять условию (z*— еу) Д-
— 23)> 2 -4-/;з). Меха-
низм не так компактен, как
предыдущий (ширина > 47») и ра-
сход материала здесь несколько больше — общая ширина колес равна 57»
вместо 41) в схеме а. Трензели, построенные по этой схеме, применяются во мно» их
моделях станков, особенно в цепях подачи (например, в фартуках токарно-винто-
резных станков ДИП разных размеров).
632
Реверсирующие устройства
Фиг. 6G0.
Реверсирующий механизм по схеме в по габаритам и общей ширине колес
совпадает с механизмом по схеме а, но дает одинаковые скорости прямого и об-
ратного вращения. Недостатком его является отсутствие нейтрального положения.
Управление им должно быть сконструировано так, чтобы зацепление колеса 2
одновременно с z0 и 1 было исключено и чтобы перевод колеса 2 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 увеличе-
нию общей ширины колес и ширины механизма
на величину b здесь устранены все недостатки
схемы в.
Цилиндрические трензели, построенные по схе-
мам фиг. 659, очень просты в конструктивном
исполнении. Зубчатые колеса, сидящие на одном
валу, как, например, колеса 7 и 2 в схемах фиг.
659, а и б, часто изготовляют в виде двухвенцового
блока; передвижные колеса и блоки помещают на
шлицевых валах; в паразитные колеса, вращаю-
щиеся на своих осях вхолостую, запрессовывают
втулки, что удлиняет срок службы этих деталей.
Типичным примером трензеля современной конструк-
ции может служить изображенный на фиг. 660 меха-
низм для реверсирования подач в токарно-винторез-
ном станке модели 1615.
Если в механизмах но фиг. 659 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. 661, а — в\ как
легко видеть, они получаются из схем а, в и д фиг. 659, 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. Это оправдывается
тем, что скорости подач, а поэтому и пути свободных выбегов стола или супорта
малы; следовательно, включение муфты производится либо в то время, когда ме-
Конструкции реверсирующих механизмов
633
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 условия реверсирования главных шпин-
делей, вращающихся с большими угловыми скоростями. Поэтому для шпиндельных
бабок таких станков, которые требуют 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 изображены на фиг. 662, а — в, которые
понятны без пояснений. Схема а использована, например, в коробке скоростей
револьверного станка модели 136, схема б—в коробке скоростей токарно-вин-
торезного станка 30-ДИП (1Д63), схема в—в коробке скоростей станка 1Д62М.
Чтобы уменьшить нагрев и износ фрикционных поверхностей в результате буксо-
вания, целесообразно предусмотреть подвод к ним масла изнутри. Схема о приме-
няется в тех случаях, когда число ступеней скорости шпинделя при правом вра-
щении должно быть больше, чем при левом (или наоборот).
Механизмы с фрикционными муфтами позволяют производить реверсирование,
не ожидая окончания свободного выбега шпинделя. Этой возможностью не сле-
дует, однако, пользоваться слишком широко во избежание сокращения срока службы
фрикционных элементов муфт; поэтому, как уже упоминалось выше (стр. 628),
механизм управления муфтами целесообразно конструировать таким образом, чтобы
в процессе реверсирования принудительно производилось торможение отдельным
тормозом.
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. 295, 301, 313 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. 662. Такое расположение диктуется часто и тем, что при выклю-
чении посредством муфт без остановки приводного двигателя все зубчатые колеса
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 у зубчатых колес, с кото-
рыми они сцепляются, поэтому (и по другим указанным выше причинам) их рас-
полагают обычно на реверсируемом валу. В реверсирующих механизмах цепей
установочных перемещений также и такие муфты помещают часто на ведущем, не
реверсируемом валу. Хотя при этом во время работы механизма имеет место уско-
рительная передача движения, но эти периоды очень непродолжительны, сравни-
тельно 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
доски, в воторой закреплены оси паразитных колес, вокруг оси вала ведущего
или ведомого колеса, изображен на фиг. 663. 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. 338), но редко, так как обладают существенными недостатками. К числу
их относятся консольное крепление зубчатых колес (см., например, фиг. 338),
трудность хорошей и надежной смазки и тенденция паразитного колеса при не-
достаточно прочном закреплении трензельной доски либо расклинить ведущее 7 и
ведомое 2 колеса (фиг. 664, а), либо выйти из зацепления (фиг. 664,6 и в) в за-
40 565
634
Реверсирующие устройства
резца) или неожиданное реверсирование.
виси.мости от направления вращения ведущего колеса и от расположения паразит-
ного колеса г0 (ср. схемы а и б, а и в).
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
Поэтому конструкция крепления
трензеля в установленном поло-
жении— с помощью гаек (см.
фиг. 338, а также фиг. 663) или
пружинного фиксатора •— дол-
жна полностью исключать по-
добные случайности. Кроме то-
го, относительное положение
колес трензеля рекомендуется вы-
бирать с таким расчетом, чтобы
Фиг. 664.
Фиг. 663.
момент Р-р, стремящийся повернуть трензельную доску (фиг. 664, а—в), был
возможно малым. Если ось О' (или О") паразитного колеса расположить, как по-
казано на фиг. 664, г, т. е. так, чтобы в треугольнике OjO'O., (соответственно
Ofl'O.,) угол при вершине О1 был равен 90° — а' (соответственно 90°-f-a' при
вершине О"), где а' — угол зацепления
3 4 5
Фиг. 665.
с поправкой на угол трения между
профилями зубьев, то р = 0, и ука-
занная опасность не угрожает.
По условиям располагаемого места
такое наивыгоднейшее решение не
всегда осуществимо; тогда следует
принимать расположение осей колес
трензеля, по крайней мере, близкими
к нему.
Указанное свойство паразитного ко-
леса плоского трензеля, вообще го-
воря неблагоприятное, удачно исполь-
зовано в механизме автоматического ре-
версирования шпинделей, примененном в ряде многошпиндельных головок одного из
отечественных станкозаводов. Конструкция этого механизма схематически изображена
на фиг. 665. Как видно из схемы, головка имеет шпиндели реверсируемые — для
нарезания резьбы метчиками и нереверсируемые — для развертывания. Все эти шпин-
дели приводятся от одного центрального зубчатого колеса z, заклиненного на ре-
версируемом валу 7. Для того чтобы направление вращения нереверсируемых шпин-
делей оставалось неизменным при обоих направлениях вращения ведущего вала 7,
паразитное колесо z‘ в отличие от неподвижных паразитных колес г" и z" сидит
Конструкции реверсирующих механизмов
635
на оси, укрепленной в одном плече коромысла 2, которое свободно посажено
на своем валу и может качаться на нем. При реверсировании вала 7 напра-
вление окружного усилия, действующего на зубья паразитного колеса z'Q, ме-
няется, и это колесо устанавливается в одном из двух положений, показанных на
схеме пунктиром, восстанавливая правое вращение нереверсируемых шпинделей. Ре-
гулируемые упоры 3 и 5 колодки 4, укрепленной на другом плече коромысла 2,
ограничивают углы качания коромысла, что необходимо для правильного зацепле-
ния паразитного колеса z'o с ка-
ждым из сопряженных с ним ко-
лес и для устранения опасности
затягивания z'Q.
Малая жесткость трензелей с
накидными зубчатыми колесами
и затруднительность смазки их
заставляет отдавать предпочтение
цилиндрическим трензелям пер-
вых двух видов или коническим
трензелям во всех случаях, где
для расположения их внутри ко-
робки имеется достаточно места.
4. Конические трензе-
л и. Конические трензели, соста-
вленные из конических зубчатых
колес, широко используются в
станках самых различных типов
в механизмах рабочих и быстрых
подач, в механизмах обкатки и пр.
Основное преимущество кониче-
ского трензеля — его универсаль-
ность в том отношении, что он
одинаково применим при любом
относительном положении веду-
щего и ведомого валов, недо-
статки— сравнительно большие
габариты при передаче больших
крутящих моментов и больший
шум, чем у цилиндрических трензелей. Как видно из схем фиг. 666, на кото-
рых /и II — ведущий и ведомый валы, причем первый вращается в неизменном
направлении, а второй должен реверсироваться, эти валы могут быть соосны
(схема а), параллельны (пунктир на той же схеме), взаимно перпендикулярны
(схема б) или оси их могут составлять угол, отличный от 90° (схема в). При
одной и той же угловой скорости ведущего вала угловые скорости ведомого мо-
гут быть одинаковы в обоих направлениях (схемы а и б) или различны (схемы
в — е); в последнем случае конструкция трензеля осложняется.
Так же как цилиндрические трензели, конические трензели обратимы в том
смысле, что реверсируемым может быть сделан любой из валов / и II.
Если реверсируемый вал — тихоходный, то практически безразлично, на каком
из двух валов располагать заклиненные зубчатые колеса; в противном случае по
соображениям, аналогичным приведенным на стр. 630, следует холостые колеса
и сцепную муфту располагать по возможности на реверсируемом валу.
Переключение с правого вращения на левое и обратно производится чаще
всего при помощи кулачковой муфты (фиг. 667, часть механизма подач револь-
верного станка), хотя находят применение также фрикционные муфты и пере-
движные блоки конических колес (см., например, фиг. 668, фартук токарно-вин-
торезного станка модели 162К).
636
Реверсирующие устройства
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
Фиг. 667.
расточка параллельных отверстий, монтаж конических колес трензеля таким обра-
зом, чтобы вершины трех начальных конусов совпали, кропотлив.
Фиг. 668.
Эго объясняет наблюдаемую в последние годы общую тенденцию заменять ко-
нические трензели, где это возможно, более простыми в изготовлении и деше-
выми цилиндрическими трензелями, сохраняя первые только для реверсирования
валов, ось которых перпендикулярна оси ведущего вала.
Конструкции реверсирующих механизмов
637
5, Планетарные реверсирующие механизмы. Планетарные меха-
низмы позволяют, как известно, не только реверсировать вращение, но и осу-
ществлять вместе с тем любые передаточные отношения — и очень большие, и
очень малые; поэтому в станках они
где требуется большое замедление
для получения рабочих подач и ре-
версирование на быстрый обратный
холостой ход. Фиг. 669—671 иллю-
стрируют возможности использова-
ния в станках планетарных механиз-
мов для целей реверсирования.
На фиг. 669 изображен шкив
механизма подачи фрезерной карет-
ки станка для фрезерования пазов
в длинных валах (длиной до 2360 мм),
построенного одним из отечествен-
ных станкозаводов. Шкив приво-
дится от отдельного электродвига-
применяются главным образом в цепях подач,
теля, монтированного на боковой стенке станины. Помещенный внутри шкива пла-.
нетарный механизм состоит из четырех зубчатых колес с передаточным отноше-
zj , 33 30 33
ниемг —------------- + = „тт; колесо z. неподвижно закреплено в станине.
2"п O\J 04 об *
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 7 вместе с заклиненным
па 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 7 войдут
в сцепление с кулачками, профрезерованными на торце ступицы зубчатого колеса г4;
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 -\-п при включении фрик-
ционной муфты и п • (1 —z) = n-(l—Ц)='—при выключении кулачковой муфты.
638
Реверсирующие устройства
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.
В планетарном шкиве по фиг. 670 включение вала 2 на прямое и обратное
вращение производится не муфтой, как в предыдущей конструкции, а шпонкой 7:
если перевести ее влево, вал 2 будет связан ею непосредственно со шкивом, при
переводе этой шпонки вправо она соединит вал 2 с зубчатым колесом z4, и он
будет вращаться со скоростью п(1 —— • —) об мин, где п — число оборотов
в минуту шкива. Если числа зубьев колеса подобраны таким образом, что
— .то при переключении шпонки 7 будет происходить реверсирование
?2 г4
вала 2.
На фиг. 671 изображено реверсирующее устройство, применяемое в одной из
новых моделей гайконарезных станков для реверсирования ходового винта, кото-
Фиг. 671.
рый производит подачу шпинделя. На шлицевом конце ведущего вала 10 сидит
центральное солнечное колесо гл. Сателлиты свободно сидят на пальцах 77,
которые связывают конусы 4 и 5, снабженные металлокерамической фрикционной
облицовкой; таким образом эти конусы играют роль водила планетарного меха-
низма. Кольцо zz с внутренними зубьями скреплено винтами с чашкой 5, закли-
ненной на шпинделе 2. На конце его сидит на шпонке ведущее коническое ко-
лесо 7 передачи к ходовому вингу.
Управление обоими фрикционными конусами—для включения рабочего хода 5
и реверсирующим 4 — осуществляется сжатым воздухом, который поступает в по-
лость ко куха 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 Zj.
При подаче воздуха в левую полость, позади диафрагмы 7а, детали о, 8, 9
и z] перемещаются вправо, и включается конус 5. При этом оси 77 сателлитов
останавливаются, и планетарный механизм работает, как простая зубчатая пере-
z, , z, z, 1
дача с отношением-----+--=----------5. =—— т. е. шпиндель 2 и коническое ко-
z.z z., z
лесо 7 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 zr—zt — zs вращаются как одно целое; следовательно, шпиндель. 2 и
колесо 7 вращаются со скоростью ведущего вала 10 и в одном направлении с ним
(холостой ход;.
Конструкции реверсирующих механизмов
639
От конструкций, описанных 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 дру-
гими механизмами того же назначения необходимо принимать в расчет потери
энергии в планетарном механизме, которые зависят от его схемы, а также и испол-
нения 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. 671, довольно трудоемка.
В некоторых современных станках эпициклические механизмы (планетарные
и диференциальные) используются в приводе для осуществления рабочих и холо-
стых движений с сильно разнящимися скоро-
стями; в подобных случаях основной функцией
такого механизма является преобразование ско-
рости (как правило, большое понижение ее),
а не реверсирование. Не редки поэтому кон-
струкции привода, в которых эти механизмы
используются так, что реверсирование про-
изводится не эпициклическим механизмом, а
электродвигателем, переключаемым на враще-
ние 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. 672, на
которой цифрой / обозначен ведущий, а 11 — ведомый реверсируемые валы. 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 коэфициенты срока службы и переменности режима
по общему методу, разработанному докт. 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.
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
1. Быбышев В. Т. и Андреев В. П„ Основные задачи в области электрификации
металлорежущих станков, .Станки и инструмент* № 9, 1946.
2. Вайнер Г. Е., Механизм автоматического реверса, .Стаики и инструмент* №4/5, 1945.
3. Дунаев П., Технологическая реконструкция токарно-винторезного станка 1615,
.Вестник технической информации НКСС“, № 25/24, 1945.
4. Нов о сад Р., Станок для фрезерования пазов в валах, .Вестник технической инфор-
мации НКСС* № 4/5, 1945.
5. Энциклопедический справочник .Машиностроение", том 9, Машгиз 1949.
ГЛАВА XIV
СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИ СТАНКОВ
§ 76. ФУНКЦИИ СИСТЕМ УПРАВЛЕНИЯ. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ
К УПРАВЛЕНИЮ, И СПОСОБЫ УДОВЛЕТВОРЕНИЯ ИХ
Эксплоатационные 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 ит. п.;
и) пуск и останов агрегатов для смазки станка и для охлаждения режущих
инструментов;
к) управление циклом работы вспомогательных устройств — магазинов автоматов,
периодически действующих делительных механизмов, устройств для алмазной 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. В фрезерных станках сначала должен включаться шпиндель и лишь
затем движение подачи, а выключение должно происходить в обратном порядке
во избежание поломки инструмента и повреждения обрабатываемой заготовки.
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, гидрав-
Требования к управлению 641
лических, пневматических, причем иногда в одном и том же станке используются
все или почти все эти средства.
Конструкция узлов станка может получиться эксплоатационно и технологически
рациональной в том случае, если вся система управления разработана в основном
уже на стадии эскизного проектирования, а каждая цепь ее проектируется одно-
временно с управляемым ею узлом станка. Последующее встраивание механизма упра-
вления в спроектированный узел ограничивает выбор конструктивного решения
располагаемым свободным местом и приводит обычно к такому загромождению узла
деталями управления, которое уменьшает надежность его работы, затрудняет осмотры
и ремонт.
Степень автоматизации системы управления определяется характером цикла
работы станка и выбранным соответственно этому типом конструкции. В современ-
ных 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 автоматы),
и б) полностью ручным управлением (универсальные станки). Общая тенденция
современного станкостроения в этой части направлена в сторону автоматизации по
крайней мере некоторых операций управления (автоматизация остановки станка после
окончания обработки, периодического деления и пр.) и максимального упрощения
остальных операций, выполняемых вручную. Конструктивное оформление всей си-
стемы управления очень сильно зависит от степени автоматизации последнего.
Чрезвычайно важное значение приобретает задача автоматизации управления при
проектировании новых моделей станков в связи с быстрым распространением в про-
мышленности Союза ССР скоростных методов обработки металлов резанием. Умень-
шение при этом машинных времен требует соответственного уменьшения вспомо-
гательного времени, затрачиваемого на управление станком. Это необходимо учи-
тывать при разработке системы управления для станков новых моделей всех
типов.
К системе управления станком должен быть предъявлен ряд требований, обу-
словленных необходимостью обеспечить высокие эксплоатационные 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 затрачиваться
тем меньше времени, чем чаще они производятся, для того чтобы уменьшить не-
производительные потери времени. Это требование приобретает тем большую важ-
ность, чем короче периоды резания с неизменным режимом и чем меньше штучное
время. Используя для импульса соленоиды, гидравлические и пневматические серво-
устройства, можно достигнуть чрезвычайно высокой быстроты действия цепей
управления. Тем же стремлением к сокращению времени на управление обусловлено
также применение в станках систем управления с предварительным набором скорости
главного движения или подачи (см. § 80).
Быстрота действия механической цепи с ручным управлением зависит в немалой
степени от правильной конструкции этой цепи, конструкции и расположения ручных
органов управления, требуемого от рабочего усилия, удобства и мнемоничности
управления.
2. Легкость и удобство манипулирования ручными органами упра-
вления. Если этими качествами система управления не обладает, то затраты времени
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 переклю-
чения нужно производить часто, как это требуется, например, при работе на ре-
вольверных станках.
Для того чтобы сделать легким и удобным манипулирование ручными органами,
что особенно важно, если не исключена возможность обслуживания станка жен-
щиной или подростком, нужно принимать в расчет при конструировании системы
управления следующие соображения. .................
41 Ачеркан Н. С. 565
642
Системы управления механизмами станков
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 перемещения
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 передаточное
число цепи ручного управления.
Ручное усилие может быть сведено к минимуму при применении сервоустройств.
Наилучшим в этом отношении является электрическое, электрогидравлическое или
электропневматическое кнопоч-
ное управление. В принципе си-
стему управления можно скон-
струировать таким образом, что-
бы любое необходимое движение
осуществлялось легким нажатием
соответствующей кнопки. Такое
решение не всегда, однако, вы-
годно в отношении как стоимости
системы управления, так и на-
дежности 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. Наиболее распростра-
ненные схемы педалей представлены на фиг. 673, а — в. Эксперименты показали,
что при конструкции педали по схеме а максимальное усилие нажатия не превы-
шает 6 кг, длина перемещения педали — 60 мм; наибольшая возможная частота
действия — около 25 нажатий в минуту. Для педалей по схемам б" и б соответствую-
щие предельные значения составляют примерно 15 кг и 300 мм. При длительности
давления 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
(в Ленинградском институте гигиены труда и профзаболеваний), а также за рубе-
жом, показали большое значение „ухватистости" органов ручного управления.
Так, например, из различных поворотных ручек наименее рациональными оказались
ручки 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
рукоятки. Например, по опытным данным, для рукояток с шариком на конце (см.
фиг. 691 и 692) наиболее удобны диаметры между 40 и 50 мм, для цилиндрических
ручек с фиксаторами (фиг. 701) наилучший диаметр — около 30 мм, адлина — 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 органом
Требования к управлению
643
управления, обращенным к рабочему; 2) вертикально, с органом управления вверху;
3) горизонтально и приблизительно параллельно груди рабочего, с органом упра-
вления справа. Опыт эксплоатации и эксперименты показывают, что наиболее
удобно последнее расположение, наименее удобно — первое. Очень часто, однако,
приходится отступать от наилучшего расположения по необходимости, например
вследствие невозможности сконцентрировать все органы управления в наиболее
удобном месте из-за многочисленности органов управления, необходимости разгру-
Фиг. 674.
которой расположены органы
по высоте, по фронту станка
Фиг. 675.
зить правую руку рабочего и т. д. Нередко встречается поэтому также располо-
жение осей поворота под углом, органов управления — слева и т. д. (см. фигуры
ниже).
Существенное значение имеет также зона, в
управления станком, т. е. координаты этих органов
и по глубине. На фиг. 674,а— д схематически
показано положение рабочего, обслуживающего
станок, при размещении органов управления со-
ответственно в нижней неудобной по высоте зоне
(от 0 до 500 мм), в нижней менее удобной зоне
(от 500 до 1000 мм), удобной зоне (от 1000 до
1600 мм), верхней менее удобной зоне (от 1600
до 1800 мм), верхней неудобной зоне (свыше
1800 мм).
Опыт показывает, что при небольшом уси-
лии управления наиболее удобная зона по вы-
соте — примерно 900—1200 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, занимающего свое место у станка).
Приведенные цифровые значения пределов зон, установленные отечественными
исследованиями, следует рассматривать как средние, они зависят от роста рабочего
и пр. Некоторые станкостроительные заводы принимают для наиболее удобной
зоны ширину 900 мм по фронту и высоту 250 мм, между 800 и 1050 мм от
пола (фиг. 675).
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
Системы управления ме\'ани.чмами стансов
работы станка (зона А на схематической фиг. 675), и для наладочных органов
управления (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 рас-
полагать стойку горизонтально-расточных станков, несущую шпиндельную бабку,
не с левой стороны, как в большинстве прежних конструкций, а с правой.
Ф|!Г. 676.
Органы управления должны быть расположены на станке так, чтобы обслужи-
вающему его рабочему по возможности не приходилось покидать свое рабочее
место у станка или во всяком случае значительно удаляться от него. Эго требо-
вание не всегда выполнимо, например (Вследствие больших размеров станка или
потому, что выполняемая операция зас iявляет рабочего для наблюдения за ходом
обработки занимать различные позиции у станка.
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. Безусловно
необходимо во всех подобных случаях дублировать (если нужно, повторять в не-
скольких местах) 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 находиться рабочий при обслуживании станка. Задача решается удобнее всего
применением подвесных кнопочных станций (пестов). Такие станции подвешиваются
к поворотному кронштейну или к штанге и могут легко приводиться в положе-
ние, удобное для рабочего.
Вид простейшей подвесной станции с 2—10 кнопками (к многорезцовому кару-
сельному станку отечественной конструкции) показан на фиг. 676. Более сложные
Требования к управлению
645
подвесные станции изображены для примера на фиг. 677 и 678. Обе они предна-
значаются для управления большим горизонтально-расточным станком модели 265Г
с диаметром шпинделя 150 .им; первая станция предполагает привод посредством
Онрасигль изоляционным
ваном-----------—----
начло резино-ггнанеЭый г
' вн Ф38 ГОСТ90^!-------1
, Проволока вязальная ф 2
К Шпиндель Я
Фиг. 677.
Прессшпан 150*нЗи~
электрического агрегата нового типа с бесступенчатым регулированием скоростей,
вторая — привод с амплидином. Разнообразие операций управления, которое можно
производить с этих кнопочных станций, видно из фигур 677 и 678.
Органы управления не должны быть разбросаны по разным местам станка, так
646
Системы управления механизмами станков
Фиг. 678.
Требования к управлению
647
как это затрудняет обслуживание. Однако концентрация всех этих органов на очень
малой площади также не рекомендуется: при чрезмерно тесном расположении ру-
кояток, маховичков и пр. манипулирование ими становится неудобным для рабо-
чего, а иногда и небезопасным. Вопрос о наивыгоднейшем в этом смысле разме-
щении органов управления представляет задачу, решаемую индивидуально в каждом
случае проектирования. Степень концентрации их нередко ограничивается также
большими расстояниями между отдельными узлами станка и необходимостью избе-
жать чрезмерно длинных цепей механического управления. Например, в случае
очень больших по длине станков может оказаться целесообразным сосредоточить
управление на одном кнопочном пульте,
который помещается рядом со станком
или на галлерее и обслуживается вторым
рабочим по указаниям оператора.
3. Мнемоничность управле-
ния, т. е. такое устройство его, кото-
рое освобождало бы рабочего от излиш-
него напряжения памяти, не заставляя его
вспоминать, где находится тот или иной
орган управления, в какую сторону и на
сколько следует его повернуть или пере-
двинуть, чтобы произвести требуемое изме-
нение скорости резания или подачи, перестановку салазок супорта, стойки и т. д.
Иначе не могут быть достигнуты ни быстрота, ни легкость управления станком.
Наилучшими в этом отношении являются такие конструкции системы управления,
которые полностью разгружают память рабочего, благодаря чему он производит
Фиг. 681. *
все движения управления рефлекторно и может сосредоточить все свое внимание
на наблюдении за ходом обработки.
Мнемоничность управления достигается . выполнением следующих основных
условий:•
а) Согласование направления движения руки с направлением движения управляе-
мой части станка. Если рукоятка, маховичок, штурвал поворачиваются в плоскости,
параллельной перемещению управляемого узла или детали станка (передача 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 поворачи-
ваться в одном направлении с перемещаемым узлом или деталью станка (см. схемы
на фиг. 679 и 680).
Если орган управления поворачивается в плоскости, перпендикулярной пере-
мещению той части станка, которой он управляет (передача винтом), то при вра-
щении этого органа вправо (по часовой стрелке) управляемая им часть станка
должна двигаться, удаляясь от него (или приближаясь к месту, занимаемому ею
во время работы станка), как схематически показано на фиг. 681, а.
Если орган управления поворачивается на оси, перпендикулярной направлению
движения перемещаемой им части, то при вращении этого органа по часовой стрелке
указанная часть станка должна перемещаться вправо или вверх (фиг. 681, б и в).
648
Системы управления механизмами станков
Наконец, если ось вращения управляющего органа составляет с направлением
движения перемещаемой части угол, меньший 30°, применяется первое правило,
при угле, большем 60°, •— второе правило. Других углов наклона, для которых
правила не стандартизуются, рекомендуется избегать.
Приведенные здесь правила предписаны ОСТ 20186-40 „Направление движений
в станках* для всех движений, производимых рабочим вручную для установки
инструмента в начале работы и для подвода изделия к инструменту либо инстру-
мента к изделию. Соблюдение их обязательно при проектировании универсальных
станков и их модификаций (специализированные станки). Что касается специальных
<₽иг. 683.
станков, автоматов и полуавтоматов, то для них эти правила хотя и не обязательны,
но рекомендуются.
Приложение этих общих правил согласования управления движениями к станкам
различных типов показано на схематических фиг. 682 и 683, которые взяты из
названного выше ОСТ. Органы управления и управляемые ими части станков обо-
значены на обеих фигурах одинаковыми цифрами, стрелками поясняется согласо-
вание движений. Чтобы соблюсти приведенные выше правила, приходится иногда
вводить лишнее паразитное колесо в цепь передач между органом управления и
Требования к управлению
649
соответствующей частью станка или применять винт с левой резьбой (примеры:
винт поперечной подачи супорта и винт задней бабки токарных станков).
Электрические кнопки, при нажатии которых соответствующая часть станка по-
лучает перемещение вправо, следует располагать на правой стороне панели; анало-
гично 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-
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 удлинен-
ной формы — для зажима шпиндельной головки, пиноли шпинделя, консоли, а махо-
вички с ручкой — для ручных перемещений пиноли и стола. Благодаря этому рабо-
чий берется, не глядя, за требуемую ручку также и при тесном расположении
органов управления.
в) Если для установки желаемой скорости резания и подач приходится мани-
пулировать несколькими рычагами, каждый из которых может к тому же занимать
s]
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
подачи. Чем универсальнее станок, тем более громоздкими получаются такие та-
блички и тем больше времени затрачивает рабочий на отыскание нужной комбина-
ции положений рычагов. Для того чтобы устранить этот недостаток многорычаж-
ных систем управления, была предложена система так называемого цветного упра-
вления. Сущность ее заключается в том, что ручки всех органов управления
снабжены небольшими опознавательными кружками, которые легко различаются и
запоминаются благодаря применению девяти различных цветов окраски их и семи
наглядных символов; например органы для изменения скоростей шпинделя имеют
гладкий оранжевый кружок, органы управления подачами — зеленый кружок, органы
для установочных перемещений от руки — черный кружок с изображением руки,
органы пуска и останова — красный диск с изображением семафора и т. п. В со-
ответствующих местах станка укреплены простые приборы в виде барабана с окнами
(фиг. 684, а и б), в одном из которых указывается скорость шпинделя или подачи,
а в других — условные символы в виде цветных квадратов, кружков, треугольни-
ков и т. д. Такими же символами обозначены различные позиции органов упра-
вления. Поворачивая накатанную головку А прибора (фиг. 684, б) до тех пор, пока
в окне В не появится нужная цифра, рабочий, руководствуясь символами, одно-
временно появившимися в окнах С, D, Е прибора, переставляет рычаги в поло-
жения, отвечающие этим символам, как поясняет фиг. 684, я. Таким образом на-
добность в табличках отпадает, и управление облегчается. Система цветного упра-
650
Системы управления механизмами станков
вления нашла применение лишь в ряде моделей английских станков, главным
образом токарных, фрезерных и горизонтально-расточных. За границами Англии
она распространения не получила. Перспективы цветного управления вряд ли можно
считать благоприятными, так как оно становится ненужным при системах одноры-
чажного управления, получающих все большее применение в станках новых моделей.
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.
г) Степень мнемоничности системы управления зависит от числа органов упра-
вления, которыми должен манипулировать рабочий при обслуживании станка. Не-
редки 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. 686.
В станке 20 ДИП (1Д62), например, управление 18 скоростями шпинделя про-
изводится тремя рукоятками (7,2 и 5 на фиг. 685), в модернизованной модели 1Д62М
этого станка число этих рукояток уменьшено до двух (7 и 3 на фиг. 686), 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-
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 20 ступенями скорости шпинделя и 19 скоростями подачи стола
фрезерного станка с помощью всего лишь одной рукоятки.
Требования к управлению
651
Очевидно, что запоминание управления тем труднее и затраты времени на пере-
ключения 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-
рой для включения любой скорости приходится действовать лишь одним органом
управления (см. стр. 670, системы однорычажного управления) или при кнопочном
управлении нажимать одну кнопку.
Другой путь сокращения количества органов управления станком — сосредоточе-
ние в одной рукоятке, маховичке и т. п. 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 целе-
сообразно: мнемоничность управления может ухудшиться, а кроме того, для неза-
висимой настройки скорости шпинделя и скорости подачи приходится манипулиро-
вать 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 практи-
куется 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 настолько, что
ошибки управления практически исключены.
Произведенные психотехнические и профгигиенические исследования и опыт
эксплоатации станков с различными системами управления убеждают в том, что
уменьшение общего количества органов управления целесообразно лишь до извест-
ного предела, определяемого тем требованием, чтобы в одном и том же органе
управления не было сосредоточено слишком много одноименных или родственных,
либо более двух разноименных функций.
4. Безопасность управления. Система управления при любой кон-
струкции ее должна гарантировать максимальную безопасность как рабочего,
обслуживающего станок, так и самого станка. Особенную важность имеет, конечно,
первое требование. Следует здесь отметить, что в конструкциях заграничных стан-
ков ему придается много меньшее значение, чем предохранению станка от аварий.
В этом — одно из глубоких различий в подходе конструктора к разработке
системы управления станком в условиях социалистической промышленности СССР,
с одной стороны, и в условиях капиталистического хозяйства — с другой.
Для обеспечения безопасности и охраны здооовья рабочего органы управления
652
Системы управления механизмами станков
предохра-
от увечий;
расположе-
еще и та
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 (ср. фиг. 687, а и б, следы ступней —
так наз. плантограмма— рабочего при обслуживании продольно-строгального станка
с концентрированным цис разбросанным б управлением).
Таблички должны иметь четкие обозначения, надписи и цифры и располо-
жены, 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
нить руки рабочего
при слишком тесном
нии рычагов имеется
опасность, что рабочий, манипу-
лируя каким-нибудь одним рыча-
гом или маховичком, может слу-
чайно задеть другой орган упра-
вления и произвести таким обра-
зом ненужное переключение. Оди-
наковые по форме органы ручного
управления, выполняющие раз-
личные функции, не следует рас-
полагать слишком близко друг к
Другу.
Необходимо по возможности
избегать такой конструкции упра-
вления, при которой некоторые
из маховичков, штурвалов и тому
подобных органов управления,
расположенных в зонах обслу-
живания, вращаются во время
работы станка. Это может быть
осуществлено, например, при по-
мощи пружин, которые, после
того как рабочий произвел необ-
ходимую манипуляцию, отжимают
назад маховичок, разъединяя та-
ким образом этот орган управле-
ния и его валик, или путем авто-
управления другим способом. Если
магического разрыва какой-либо связи в цепи
избежать вращения органов управления во время работы станка почему-либо
нельзя, то они должны иметь форму маховичка без ручек, а желательно и без
спиц; 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,
чтобы рабочий не мог случайно задевать их.
Для предупреждения аварий станка, которые могут быть вызваны конструкцией
системы управления или ошибками рабочего, пользующегося ею, применяются сле-
дующие 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, т. е. создание таких связей между
отдельными цепями управления, которые делают невозможным: 1) одновременное
Требования к управлению
653
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 многих
станках — включение движений резания и подачи при незакрепленной поперечине,
стойке, головке и пр., при невключенных насосах смазки и охлаждения).
в) Ограничители установочных перемещений, не позволяющие переместить
супорт, головку, поперечину или другую часть станка дальше ее безопасного
предельного положения.
г) Сигнальные устройства, которые посредством светового или звукового си-
гнала извещают о возможности пустить станок или включить определенные цепи
его (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
чрезмерного нагревания подшипников или направляющих, для заправки новых
прутков в автомат; изменить режим резания вследствие чрезмерной перегрузки
станка и т. п.).
Над теми органами управления, переключение которых может производиться
только после остановки станка или на тихом ходу, должны быть помещены та-
блички с соответствующими предупредительными надписями.
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 подводе
или отводе салазок супорта, при установке задней бабки токарного станка, при
установке супорта продольно-строгального станка на поперечине, при включении
автоматической подачи на многих станках. По техническим условиям 1946 г. на
изготовление станков, механизм переключения передвижных зубчатых колес или
блоков должен работать с такой точностью, чтобы боковое смещение (несовпаде-
ние) сцепляющихся колес не превышало 5°/0 рабочей длины зуба; следовательно,
например, при модуле т = 2,5 мм и длине зуба 8т — 20 мм допускается сме-
щение до 1 мм.
В других случаях необходимая точность перемещений измеряется сотыми или
даже тысячными долями миллиметра, например при периодической подаче на глу-
бину резания в токарных, шлифовальных и многих других станках, при установке
заготовки относительно инструмента в зуборезных станках и т. д. Такие точные
перемещения производятся обычно при помощи маховичка или поворотной ручки
и точно нарезанного винта. Требуемая точность обеспечивается круговой шкалой
с нониусом или при достаточно малой цене деления без него, либо линейной шка-
лой, расположенной в соответствующем 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 1/40 полного оборота маховичка, а мертвый ход маховичков
ручного перемещения и переключающих рукояток — 1/'2О оборота; следовательно,
при проектировании механизма управления нужно предусмотреть возможность
компенсации чрезмерной игры, если только по условиям работы можно ожидать
заметного 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 станкй, 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 во- время работы станка, например
когда установленная часть не зажимается на месте.
654
Системы управления механизмами станков
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.
§ 77. ВЫБОР СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ И ЕЕ КОНСТРУКЦИИ
Система управления станка слагается из некоторого числа отдельных цепей
управления, независимых или связанных (сблокированных) между собой. Каждая
из этих цепей выполняет в станке определенную функцию и состоит из:
а) управляющего органа (элемента), получающего в должный момент цикла
команду от датчика;
б) элементов и передач, назначением которых является передача команды,
полученной управляющим органом, исполнительному органу, производящему необ-
ходимое движение управления; эта передача сопровождается обычно преобразова-
нием перемещения управляющего органа по величине и по направлению, а одно-
временно 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 предусмотренной деталью станка (вращающийся диск с упорами); кулак
на распределительном валу автомата; копир в форме модели или графического
шаблона („чертежа"); движущаяся перфорированная лента с соответственно рас-
положенными 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 станкостроении —
механические элементы и передачи, аппаратура электрическая, гидравлическая и
пневматическая в самых разнообразных сочетаниях. В отдельных конструкциях
используется, наконец, и оптическая связь в форме узкого пучка лучей, непре-
рывно, но с различной силой или периодически освещающего фотоэлемент, что
приводит к соответственным изменениям силы фототока, и т. д. Быстрое распро-
странение 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.
Исполнительный орган цепи управления, непосредственно осуществляющий
требуемое 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 это 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 повто-
рения циклов, которая не может быть достигнута при ручном управлении, утоми-
тельном к тому же, если рабочий цикл состоит из коротких по времени операций.
В магазинных автоматах после нажатия кнопки „пуск" циклы повторяются без
всякого вмешательства рабочего в управление. При обслуживании полуавтомата
Выбор системы управления и ее конструкции
655
рабочему приходится производить операции управления, связанные со снятием
обработанного изделия, установкой и закреплением очередной заготовки, а также
возобновлять каждый цикл вручную нажатием кнопки или поворотом рычага.
В ротационных полуавтоматах отпадает и эта операция ручного управления.
В универсальных станках доля операций ручного управления колеблется в ши-
роких 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
или стола, производится вручную. В других универсальных станках относительное
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 полуавто-
мат или даже автомат. Так, например, очень широко применяются в самых разно-
образных 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 автома-
тизацией осложнение конструкции, а отсюда увеличение трудоемкости, стоимости,
иногда и уменьшение эксплоатационной 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
потому, 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.
Автоматизация таких периодических операций управления, как, например,
подачи на глубину резания, делительных (индексирующих) движений, периоди-
ческого реверсирования и т. п., дает тем больший эффект в смысле повышения
производительности станка, облегчения его обслуживания и высвобождения рабочей
силы, чем чаще должны производиться подобные операции. Поэтому если станок
предназначается также и для таких работ, при выполнении которых могут потре-
боваться частые периодические операции управления, следует либо сконструиро-
вать систему управления таким образом, чтобы эти операции могли осуществляться
не только вручную, но и автоматически, либо по меньшей мере предусмотреть
возможность удобной и быстрой пристройки к станку добавочного приспособления
для автоматизации соответствующих движений (приспособления для малой автома-
тизации).
Упомянутые выше автоматические остановы в конце обработки в большинстве
случаев целесообразны, а иногда и необходимы (например в сверлильных стан-
ках— при сверлении и нарезании глухих отверстий, в токарных — при точении
в упор к заплечикам, при выполнении многих расточных и подрезных работ) и
незначительно удорожают станок. Блокировку систем смазки и охлаждения с пуском
и остановкой станка следует применять, как правило, во всех случаях. Отно-
сительно применения других блокировок см. стр. 695 и сл.
Немалые трудности представляет и следующий этап — выбор наиболее рацио-
656
Системы управления механизмами станков
нальной 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
гокарно-револьверных автоматах. С другой стороны, в ряде случаев в цепях руч-
ного управления можно с успехом применить гидравлическую, электрическую и
пневматическую аппаратуру; иногда такое решение обусловлено невозможностью
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
Фиг. 688.
ставить насосный агрегат для одной
лишь гидрофикации управления. Вы-
бор способа управления распреде-
лительными органами такой систе-
мы— вручную, от упоров, с по-
мощью так называемых пилотов
(управляющих вспомогательных зо-
лотников), соленоидов и пр., зави-
сит в каждом случае от частных
условий.
Электрические, гидравлические,
электрогидравлические и электро-
пневматические системы управления
очень удобны для управления стан-
ком со станции, удаленной от стан-
ка, или с переносных станций.
Это иллюстрируется примером,
приведенным на фиг. 688. Переклю-
чения девяти скоростей коробки
производятся здесь путем перемеще-
ний двух трехвенцовых блоков зуб-
чатых колес поворотом одной рукоятки 4 на панели управления 5. Вилки, упра-
вляющие обоими блоками, имеют на втулках реечные зубья и перемещаются
вдоль своих валиков шестеренками, которые в свою очередь приводятся во вра-
щение поршнями-рейками двух гидравлических цилиндров а и 1>, соединенных
медными трубками с управляющими цилиндрами с и d. Гидроагрегат 2 и панель
управления 5 расположены здесь на большом расстоянии от станка, поэтому чисто
механическое управление в подобных 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, синхронизировать 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 детали различных размеров.
Один из станков имеет для этого специальное устройство, исполняющее функции
датчика в системе управления 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 универсаль-
ных 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, перепек-
Механические системы управления и их элементы 657
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 станков11 и „Электрооборудование станков" и в дальнейшем
затрагиваются лишь попутно, в меру надобности.
§ 78. МЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ И ИХ ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ
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 органов.
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 эксплоатационных (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.
Материалом для изготовления этих деталей служат чугун СЧ 24-44, СЧ 28-48
и СЧ 32-52, машиноподелочные 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
длинные ручки, то можно изготовить спицы из кусков трубы с шариками на
концах.
Ручки конические (фиг. 689) и фасонные (грушевидные) (фиг. 690, ГОСТ
2193-43) удобнее для руки, чем цилиндрические. Поэтому стержень (фиг. 691)
с шаровой (фиг. 692), фасонной или конической ручкой на конце предпочтитель-
нее цилиндрической ручки.
Особенно удобны и меньше утомляют рабочего вращающиеся ручки по фиг. 693;
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. 692, ГОСТ 2194-43),
особенно из пластмассы, пользуются большим распространением. Они удобны,
красивы и могут быть сделаны легко различаемыми, если для изготовления их
пользоваться пластмассами различных цветов.
42 Ачеркан Н. С. 565
658
Системы управления механизмами станков
Заготовка
Фиг. 689.
Стальную ручку
обработать кругоп ела
по Д61-5
Материал: пластмасса
сталь 5 или Aim 1с '
Фиг. 693.
Фиг. 695.
Фиг. 694.
Фиг. 696.
Механические системы управления и их элементы
659
Кнопки, подобные изображенным на фиг. 694 и 695, но большего диаметра
(60—100 мм) и менее выпуклые, используются в некоторых станках новых моде-
лей для быстрого выключения 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. 696 (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.
Нередки 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, уста-
новленных для усилия руки действующими тех-
ническими условиями, необходимый момент
обеспечивается выбором надлежащей длины
плеча кривошипной рукоятки, диаметра махо-
вичка (фиг. 697) или длины спиц штурвала.
Литые цельные штурвалы в новых моделях
станков применяются редко, так как их зна-
чительно проще и дешевле изготовлять сбор-
ными из центральной стальной или чугунной
ступицы (фиг. 698) и стержней (фиг. 691)
с шариками или фасонными ручками на концах.
Ступица на валике или винте и стержни в сту-
пице закрепляются посредством штифтов или
на резьбе. Чтобы рука не могла соскользнуть
с ручки штурвала, последнюю снабжают иногда
Фиг. 698.
накаткой;
щейся.
понятно, что в этом случае ручка должна быть
обязательно вращаю-
Одно из преимуществ маховичка по сравнению со штурвалом или рукояткой
заключается 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
перемещения, что необходимо, например, при ручной подаче или для точной уста-
новки. Быстро вращать большой маховичок (для быстрых перемещений) легче, чем
штурвал, маховой момент которого меньше из за отсутствия обода.
В ободе маховичков очень часто закреплена ручка. Уравновешивать ее сплош-
660
Системы управления механизмами станков
ством вилок, для зажима
целей удобнее рукоятки,
ной стенкой вместо спиц на противоположной стороне не рекомендуется: опыт
показывает, что пользование таким маховичком неудобно для руки. Маховички,
расположенные по необходимости в менее удобной зоне (см. стр. 643), полезно
снабжать радиальными ручками (см., например, маховичок для установки пиноли
задней бабки на фиг. 712). В больших станках такие ручки имеют также целью
обеспечить больший крутящий момент.
Если требуемый вращающий момент мал, можно применять маховички без спиц
'то фиг. 699.
В маховичках и штурвалах нет надобности, когда по характеру выполняемых
им функций ручной орган управления должен поворачиваться лишь на часть
окружности, как это требуется, например, для управления муфтами реверсирова-
ния, перевода передвижных блоков колес в коробках скоростей и подач посред-
чных частей и деталей станка и т. д. Для этих
вильное положение которых заметить к тому же
легче, чем неправильное положение маховичка,
особенно без ручки или штурвала.
Для бесступенчатого регулирования скорости
или подачи удобен полумаховичок того типа, ко-
торый используется в самолетостроении — с обо-
дом в форме полуокружности: чем дальше он
от среднего положения, тем больше подача. Та-
кие полумаховички применены, например, в одном
вертикально-фрезерном станке новой модели с
электронным управлением приводом подач.
В многошпиндельных вертикальных полуавто-
матах и некоторых других станках, имеющих в плане круглую форму, для упра-
вления 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; поэтому прибе-
гать к такому кольцу, например, в станках карусельного типа с постоянным рабо-
чим местом нецелесообразно.
Формы рукояток, встречающихся в современных станках, отличаются большим
разнообразием. Они, как правило, настолько просты, что описывать их нет на-
добности.
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. 700—702. На фиг. 703 показана конструкция качающихся рукояток, конце-
вых (7) и проходных (2), разработанная одним из отечественных станкозаводов.
Как видно из фигуры, конструкция гарантирует надежную фиксацию рукоятки.
Другие конструкции рукояток с фиксаторами показаны на фиг. 704 и 705.
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 втулочки
с конусными гнездами.
Рукоятки с фиксацией положения при помощи подпружиненного шарика (фиг. 700)
проще, дешевле и удобнее в обращении конструкций по фиг. 701, 702, но оче-
видно, что такая фиксация менее надежна.
Как было указано выше (стр. 652), крайне нежелательно допускать вращение
маховичков и штурвалов во время работы станка, в особенности ври быстрых
ходах, когда и эти органы управления вращаются быстро, так как это предста-
вляет опасность для рабочего; поэтому маховичок должен отсоединиться 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
Механические системы управления и ах элементы
661
Фиг. 707.
Фиг. 706.
662
Системы управления, механизмами станков
или штурвал, как только рабочий снимает с последнего руку. Пример такой кон-
струкции приведен на фиг. 706: 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
ручные органы управления с целью приспособить станок 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. 707, изображающей управление
клапанами пневматического патрона.
Если управление станком автоматизировано, то одни органы управления отпа-
дают, другие принимают форму, отличную от той, 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., впрочем, фиг. 708,
управление двойным блоком колес механизма реверсирования подач супорта то-
карно-винторезного станка .посредством тяги, непосредственно связанной с бло-
ком). В большинстве случаев это движение — вращательное: поворот рукоятки,
кнопки, вращение маховичка или штурвала и т. п. Что касается движения управ-
ляемого 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.
Механические системы управления, и их элементы
663
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 практически неограничены.
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. Эти механизмы
были 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 перемещение детали связанной
12 3 4 5
Фиг. 709.
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; при этом отпадает надоб-
ность в специальных блокирующих элементах. Для примера на фиг. 709 изобра-
жено устройство управления коробкой скоростей, которая имеет пять передвиж-
ных деталей на двух параллельных валах — два двойных блока и три зубчатых
колеса. Перемещения их производятся тремя рукоятками 6, 7 и 8, которые пово-
ротно укреплены на одной общей оси и с помощью зубчатых секторов могут
передвигать в осевом направлении пять тяг 7—5 с вилками по числу передвиж-
ных элементов коробки. На каждой тяге нарезаны реечные зубья. Сектор руко-
ятки 6 можно сцеплять с зубьями тяг 1 или 2, управляющих двумя блоками, сек-
тор рукоятки 7—с тягами 3 или 4, которые управляют двумя передвижными коле-
сами; сектор рукоятки 8 постоянно сцеплен с зубьями тяги 5, управляющей
третьим передвижным 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 выполне-
ния 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.
Й64
Системы управления механизмами станков
В некоторых станках современных моделей реечная передача заменена цевочной,
более простой в изготовлении и сборке и работающей не менее надежно, чем
реечная [ср. фиг. 710, а и б, переключение вилок одной из осей в станке мо-
дели 1Д62 (ДИП-20) и в модернизованном 1Д62М (ДИП-20М)].
Винтовая передача винтом с гайкой особенно удобна для точных рабочих
и установочных перемещений. Комбинируя ее последовательно с какой-нибудь
сильно понижающей переда-
чей, например червячной
или планетарной, можно
сделать возможными очень
малые, измеряемые немно-
гими микронами, переме-
щения от руки, как это
требуется, например, при
периодической подаче на
глубину резания в шлифо-
вальных, заточных, доводоч-
ных, высокоточных токар-
ных станках.
Винтовая передача ши-
роко 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, наконец, то, что она позволяет
Фиг. 711.
получить в конце цепи управления большое усилие, необходимое для перемещения
тяжелой части станка или для зажима обрабатываемой заготовки без включения
в эту цепь промежуточных передач. Между тем при применении реечной передачи
это далеко не всегда возможно, что наглядно иллюстрируют фиг. 711 и 712,
изображающие задние бабки токарно-винторезных станков соответственно моде-
лей 1Д64 (ДИП-40) и 1Д65 (ДИП-50).
Вес задней бабки станка 1Д64 составляет около 400 кг, необходимое для пе-
ремещения усилие Р= 0,2 • 400 == 80 кг; поэтому для перемещения ее вдоль напра-
вляющих предусмотрена кривошипная рукоятка 4 (фиг. 711), при вращении которой
реечная шестерня 2 катится по рейке 7. Валик шестерни 2 сидит в расточке крон-
штейна 7. привинченного к мостику 8 задней бабки. Собачка 6,свободно укрепленная
Механические системы управления и их элементы
665
Фиг. 712.
на пальце 5, сцепляясь с зубьями храповичка 3, не допускает отжима задней
бабки. Для перемещения задней бабки станка модели 1Д65, которая весит около
880 кг, требуется еще большее усилие Рг^: 175 кг\ поэтому здесь введена пони-
жающая передача 2—3 от маховичка 1 к реечной шестерне 4 (фиг. 712).
Подобные же передачи, уменьшающие усилие, которое необходимо приложить
для перемещения от руки шпиндельных головок, салазок, супортов, стоек и т. п.,
применяются в различных цепях управления самых разнообразных станков. Для при-
мера на фиг. 713 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 ва.п
маховичка вращающий момент
36 53 . п
понижается в -- •— а; 10 раз.
16 12
В механизмах ручного пе-
ремещения головок, кареток,
шпинделей и т. д. по верти-
кальным направляющим можно
обычно избежать промежу-
точных передач и в тех слу-
чаях, когда последняя пере-
дача цепи управления— рееч-
ная, так как перемещаемый
узел или тяжелая деталь станка
в подобных случаях уравнове-
шены контргрузом или пружи-
ной.
При выборе между реечной
и винтовой передачами для
цепи управления иногда имеет
значение то обстоятельство,
что при обычных конструк-
циях 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. 714,
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 они 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.
В коробках скоростей и подач с передвижными муфтами, зубчатыми колесами
и блоками колес для переключения скоростей шпинделя или подач очень широко
используется 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. 715, изображающей деталь управления коробки
скоростей токарно-винторезного станка модели 162К, кинематическая схема
которой была приведена выше (фиг. 321 и 322). Как видно из этой
666
Системы управления механизмами станков
фигуры, вилка снабжена здесь двумя камнями (сухарями), которые входят в вы-
точку на двухсторонней сцепной муфте.
Камень изготовляется из бронзы или антифрикционного чугуна и имеет форму,
изображенную на фиг. 716, на которой показана также обработка камня; посадка
—--------------- 230-----------
-----399 -------------------------
Фиг. 713.
его на палец, запрессованный в вилку, — легкоходовая 2-го класса (Л), а отклонения по
ширине камня выбираются соответственно посадке Х4. Применение антифрикционного
материала обусловлено здесь стре-
млением уменьшить трение между
боковыми поверхностями камня и
стенками выточки постоянно вра-
щающейся муфты.
Возможны и применяются в
станках различные видоизменения
этой основной конструкции. Мож-
но, например, отказаться от кам-
ней; в таком случае для умень-
шения трения и износа понадо-
бится залить бронзой или баб-
битом выточку под вилку в муфте
или блоке колес либо рабочие
поверхности вилки.
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. 352, разрез по CD) или несет на своем конце вилку, охватывающую
теталь с боков, например блок колес — с обоих торцев большого колеса или
Механические системы управления и их элементы
667
с торцев двух крайних колес (см. фиг. 352, а, разрез по АВ). Более детально одна
из таких конструкций показана для примера на фиг. 717, а — механизм перевода
зубчатого колеса в коробке подач технологически реконструированного станка
модели 1615. До реконструкции этот механизм имел значительно более сложную
форму, сохраняющуюся еще в других моделях станков. Как видно из фиг. 717, б,
при вращении рукоятки шестерня 7 перемещала по направляющей 4, привинченной
к внутренней стенке коробки подач, рейку 2 вместе с камнем 3. В новой кон-
струкции этого механизма камень 2 движется вместе с рычажком 7 по дуге, но
так как длина хода перемещаемого зубчатого колеса невелика, это не имеет зна-
чения, конструкция же получается много проще прежней и технологически более
совершенной.
Конструкции, изображенные на фиг. 718, а и б (механизмы управления фрик-
ционом шпинделя независимой подачи продольного супорта шестишпиндельного авто-
Фиг. 715.
Фиг. 716.
мата 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 7, во-вторых, предусмотрено устройство для точ-
ной отладки механизма при сборке. В конструкции по фиг. 718, а ползушка 3
движется под воздействием кривой барабана 7 по двум круглым направляющим
стержням 2 и 4. При этом камень 5 скользит в пазу ползушки, фасонный рычаг б,
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 это
требуется для правильной работы механизма. Реконструированный механизм (фиг.
718,6) 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 переме-
щения 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 если 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. фиг. 717, б),
круглых стержней, шлицевого валика и т. д. Иногда для этого достаточно винта,
который своим концом входит в продольный паз валика, несущего вилку, и таким
668
Системы управления механизмами станков
S)
Фиг. 717.
/
Фиг. 718.
Многорычажные и еднорычажные системы управления
669
образом не позволяет ему поворачиваться, лыски на этом валике и т. п. Переме'
щение вилки производится в подобных случаях посредством зубчатого колеса или
сектора и рейки, связанной с вилкой. Примеры конструктивного решения — на
фиг. 719 и 720.
На первом чертеже (деталь
натно-расточного станка СИП)
стержней 3. Для перевода
этими вилками зубчатых ко-
лес 7 и 6 служат зубчатый
сектор 4 и рейка 2.
Аналогично переводятся
обе вилки, которые видны
на фиг. 720 (часть механизма
переключения скоростей
шпинделя вертикально-свер-
лильного станка мод. 2120),
понятной без пояснений.
Зубчато- и секторно-
реечные механизмы перевода
блоков колес и т. п. дета-
лей более трудоемки и стоят
дороже устройств с пово-
ротными вилками. Поэтому
для перемещения блоков на
малые расстояния лучше
применять устройства по-
механизма управления коробки скоростей коорди-
направление вилкам ] и 5 дается парой круглых
фиг. 720.
следнего вида.
§ 79. 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-
Фиг. 721.
мер, фиг. 269 и 313; в обеих этих коробках скоростей каждая деталь, переме-
щаемая вдоль своего валика при переключениях скоростей шпинделя—муфта,
передвижное зубчатое колесо, блок колес — управляется от отдельной рукоятки,
как это ясно видно на фигурах. Подобное решение приводит к мало-удобной,
а нередко и громоздкой системе управления. Для примера на фиг. 721 показан
670
Системы управления механизмами станков
вид сзади шпиндельной бабки токарно-револьверного станка фирмы Уорд (Англия)
модели №8: при 16 ступенях скорости шпинделя для установки его числа
оборотов и направления вращения служат пять рычагов; конструкция —- явно
неудачная.
Нет надобности разъяснять, насколько такие многорычажные (много-
рукояточные) системы управления неудобны для обслуживания станка,
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. Типичное кон-
структивное решение этого рода схематически показано на фиг. 722.
а а :о // к в lit
Фиг. 722.
Передача движения трем вилкам, перемещающим один тройной и два двойных
блока зубчатых колес, производится здесь тремя отдельными рукоятками 7, 2 и 3.
две из которых сидят на полых валиках, соосных с валиком 4. Зубчатые сек-
торы 5, 6 и 7, заклиненные на концах этих трех валиков, постоянно сцеплены
с такими же секторами 8 и 10 и зубчатым колесом 9, которые закреплены на
трех соосных валиках 77, 12 и 13. Реечные шестерни и секторы 14, 15 и 16,
заклиненные шпонками на этих валиках, перемещают вдоль своих осей валики
с реечными зубьями (см. правую часть фиг. 722), а вместе с этими валиками
заштифтованные на них вилки. Как видно из фигуры, сборка подобных механизмов
довольно кропотлива; поэтому в большинстве случаев ограничиваются расположе-
нием на одной оси лишь двух органов управления.
При выборе описанного конструктивного решения необходимо придавать орга-
нам ручного управления такую форму или располагать их так, чтобы рукам рабо-
чего не угрожала травма при манипулировании рычагами.
Значительно лучше удовлетворяют всем требованиям, предъявляемым к систе-
мам ручного управления, так называемые однорычажные (однорукояточные) системы,
в которых каждый узел управляется с помощью лишь одного-двух ручных орга-
нов (см., например, фиг. 686 и др. ниже). Такие системы, пользующиеся в станках
новых м щелей очень широким распространением, представляют с >бой одну из
особенностей 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. 650).
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 при-
менении одно- или многорычажпой системы управление узлами пооектируемого
Многорычажные и однорычажные системы управления
671
станка, нужно всякий раз сопоставить варианты обеих систем и оценить, насколько
оправдывается осложнение конструкции и удорожание станка достигаемыми при
однорычажной системе эксплоатацирнными 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 операций
ручного управления не играет, разумеется, никакой роли. Однако и в подобных
случаях однорычажное управление может быть иногда оправдано стремлением пре-
дупредить возможность такой ошибки при наладке или обслуживании станка, кото-
рая 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 однорычажного
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
деталями. В этих цепях особенно широко используются барабанные и плоские
кулаки, кулисные и кривошипно-шатунные передачи, мальтийские механизмы, пере-
дачи неполнозубыми колесами, а также гидравлические, пневматические, электро-
гидравлические 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 маховичка, который переставляется,
вдоль оси своего валика, форму шаровой рукоятки с неизменным центром вра-
щения и т. п.
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 поя-
вляющаяся в смотровом окне или против неподвижной стрелки цифра, указывающая
соответствующее этому положению число оборотов в минуту шпинделя, величину
подачи в мм об или мм/мин. Эти указатели имеют большей частью форму диска
(лимба) или циферблата, вращающегося одновременно с рукояткой. Указанное
требование обычно отпадает в случае шаровой рукоятки (см. стр. 681).
Принципы конструирования систем однорычажного управления поясняются при-
веденными ниже примерами.
На фиг. 723 барабан 8 с двумя замкнутыми канавками управляет двумя вил-
ками 10 и 7, которые укреплены на концах тяги 9 и изогнутого рычага 6. Тяга 9
движется прямолинейно (направляется в отверстии бобышки корпуса), рычаг б
имеет неподвижную ось вращения (палец 4) в подшипнике 5. Вращение барабана 8
производится крестовой рукояткой 7 через коническую зубчатую пер/дачу 2—3.
Этот механизм переключения подач револьверного станка состоит из небольшого'
числа деталей, прост в изготовлении и довольно компактен.
В конструкции по фиг. 724 рукоятку 3 можно поворачивать как в горизон-
тальной плоскости, вместе с валиком 4, так и в вертикальной вокруг пальца 7.
При повороте ее в горизонтальной плоскости длинная шестерня 10, составляющая
одно целое с валиком 4, передвигает ползун с рейкой 77 и вилкой, и трехвен-
672
Системы, управления механизмами станков
новый блок 12 перемещается вправо или влево вдоль валика 9. Если поворачивать
рукоятку 3 в вертикальной плоскости, валик 4 передвигается вдоль своей оси
по С С
Фиг. 723.
вверх или вниз, круглая рейка 8 поворачивает шестеренку 7 и вместе с ней валик б,
на котором она закреплена. Заклиненная на этом же валике вилка 14 перемещает при
этом вдоль валика 5 двойной блок 13. _________
Фиг. 724.
Фиг. 725.
соответствуют шести ступеням скорости, которые дают все возможные комбинации
рабочих положений тройного и двойного блоков. Когда рукоятка 3 находится вне
этих вырезов,, оба блока занимают нейтральные положения.
На фиг. 725 изображено управление редуктором токарно-винторезного станка,
кинематическая схема котооого была приведена на фиг. 304. Как видно из этих
Многорычажные и однорычажные системы управления
673
фигур, на ведущем валу 7 заклинено шесть зубчатых колес, с которыми можно
вводить в зацепление сопряженные колеса трех двойных блоков, сидящих на шли-
цевом ведомом вал>г 2. Каждая из трех вилок, посредством которых перемещаются
эги 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,
вала 2, производится поворотом махович-
ка, заклиненного на валике 6. Вращение
передается через винтовую зубчатую пе-
редачу 5—7 барабану 4, который, воз-
действуя на ролики вилок, перемещает
их вдоль валика 3 таким образом, что
при каждом из шести фиксируемых поло-
жений маховичка в зацеплении находится
отвечающие шести ступеням скорости
Фиг. 727.
Фиг. 726.
лишь одна из шести зубчатых передач редуктора. Это достигается профилировкой
кривых канавок барабана 4. На фиг. 726, а п б показаны два варианта развертки
этого барабана — с тремя и
более коротким; как вид-
но из схемы б, ролики
средней и правой вилок,
управляемых одной кри-
вой барабана, должны
быть смещены один отно-
сительно другого на 120°,
считая по периферии ба-
рабана, что принципиаль-
но равносильно совме-
щению средней и правой
кривых схемы а. Оче-
видно, что принципиально
возможно совместить все
три канавки, т. е. оста-
вить на барабане любую
с двумя канавками. Двухканавочный барабан получается
из трех одинаковых ка-
навок схемы а, расположив в ней ролики трех вилок на расстоянии 120° один от
другого.
Фиг. 727 показывает устройство однорычажной системы управления 16 сту-
пенями скорости шпинделя фрезерного станка. Как видно из кинематической схемы
-коробки скоростей, переключения чисел оборотов шпинделя производятся посред-
ством четырех передвижных двойных блоков колес а, Ь, с и d\ структурная фор-
мула коробки 16 = 4-2-2(см. фиг. 728). Определив передаточные отношения всех
передач коробки, легко установить, что между валами I и II (передвижные
43 Ачеркан Н. С. 565
•674
Системы управления механизмами станков
блоки а и Ь~) находится основная группа передач с 1,26, между валами II
и III — первая переборная группа с <р'=<р4, между валом III и шпинделем IV — вторая
переборная группа с <р'=<р4-2=<р8 (см. § 15), и построить структурный график меха-
низма или график чисел оборотов. Для построения разверток кривых на бара-
банах 7 и 3, из которых первый управляет блоками с, и d, а второй — блоками а и Ь,
достаточно располагать структурным графиком коробки скоростей (фиг. 728),
из которого ясно видно, при каких положениях блоков а — d получаются все числа
оборотов шпинделя. Так, например, число оборотов и10 получается, когда 1) блок а
/ 41\
занимает правое положение (передача и = ^1; 2) блок b—нейтральное положение;
Работают
передачи
31
75
23
102
23
Ю2
$2
74
30
74
J0 23
74 102
58 23
52
58
52
58
52
58
52
31
75
30
75
102
23
102
23
102
23
102
75
31
75
58
52
58
37
58
52
58
52
51
74
ТГ
25
74
51
24.
51
75
51
74
51
75
51
Фиг. 729.
3) блок с — правое положение
I 30\ лх , .
(передача м=^1; 4) блока —
левое соложение ^передача
и = -включена левая муфта^.
Пользуясь таким графиком,
наглядно указывающим поря-
док переключений чисел обо-
ротов шпинделя или вообще
последнего ведомого вала ме-
ханизма, очень легко построить
развертки канавок на упра-
вляющем барабане, как эго
сделано для данной коробки
на фиг. 729. Размеры х, у, z
и т. д., ширина и форма ка-
навок определяются далее со-
ответственно величинам путей
перемещения блоков, диаме-
трам роликов, которые входят
в канавки, и т. д.
Кривые разверток на
фиг. 729 соответствуют случаю,
когда все четыре канавки (или
три, если сделать одну общую
канавку для блоков а и Ь)
профрезерованы в одном об-
щем барабане; при этом каждому из 16 положений его будет отвечать опре-
деленная скорость шпинделя, указываемая на циферблате, связанном с валом
барабана. В конструкции по фиг. 727 принято иное решение: блоки а и b упра-
вляются от одного барабана, блоки с и d — от другого, причем валы их связаны
мальтийской передачей 5—4 с четырехпазовым крестом. Таким образом барабан 7,
управляющий блоками с и d, делает полный оборот за каждые четыре оборота
барабана 3, который управляет блоками а и Ь. Поэтому на барабане 3 канавки
для этих блоков должны иметь лишь по одному правому и левому рабочему поло-
жению (отрезок К разверток на фиг. 729), так же как канавка для блока d на
барабане 7; канавка на последнем для блока с должна иметь два правых и два
левых рабочих положения, как это следует из ее развертки на фиг. 729.
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. 727), отвечают четыре различных числа оборотов
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.
Многорычажные и однорычажные системы управления
675
Число оборотов шпиндели
Фиг. 731.
676
Системы управления механизмами станков
Конструктивно управляющий барабан может быть выполнен иногда в виде
утолщенной части валика, на котором сидят вилки. Пример такого решения при-
веден на фиг. 730, изображающей часть коробки подач продольно-фрезерного
станка модели 636. Двойные блоки 7 и 8 передвигаются здесь двумя вилками 7 и
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 кулака 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 кулаков с несколь-
кими кривыми. Поэтому они применяются в цепях управления станков значительно
реже, чем кулачки других типов.
Фиг. 732.
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. 731 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. 727, и управление
ею отличается лишь тем, что два барабана заменены здесь двумя дисками.
Диск 7 управляет двумя двойными блоками с и d обеих переборных групп
передач (ср. фиг. 728) и имеет для этого две канавки — по одной с каждой сто-
роны. Диск 2 имеет лишь одну канавку для обоих блоков а и Ь. Ролики а' и Ь’,
отвечающие этим блокам, расположены в этой канавке на угловом расстоянии 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 -j-x- • 2 — 45°, как это ясно
10
из сравнения разверток двух канавок — для блоков а и Ь. Следовательно, при
„ 180° . ,
выбранной конструкции механизма управления кулачок 2 должен делать -^у- = 4 обо-
рота за 1 оборот кулачка 7; в этом отношении конструкция одинакова с описан-
ной выше (фиг. 727). Это достигается здесь соответствующей передачей между
кулачком 2, непосредственно связанным с рукояткой, и кулачком 7. Установленное
Многорычажные и однорычажные системы управления
677
число оборотов шпинделя указывается на циферблате стрелкой, связанной с кулач-
ками.
Другой пример применения плоского кулачка в цепи управления приведен
на фиг. 732, изображающей часть механизма переключения тройного и двойного
блоков коробки скоростей токарно-винторезного станка модели 1Д62М. До модер-
низации станка переключение этих блоков производилось двумя отдельными рукоят-
ками, как показано на фиг. 733.
Помимо указанных выше не-
удобств многорычажных си-
стем управления, эта конструк-
ция имела и серьезные техно-
логические дефекты. В мо-
дернизованном станке две ру-
коятки заменены одной, упра-
вляющей обоими блоками ко-
лес через посредство плоского
кулачка а, рычагов и т. д.
Пример, иллюстрирующий
применение кулис в системах
однорычажного управления,
приведен на фиг. 734 и 735
Фиг. 733.
(часть управления скоростями
шпинделя одной из моделей
фрезерных станков). Рычаг 5, поворотно укрепленный на оси б, имеет на одном
конце сухарь 4, управляющий тройным блоком, на другом конце—закры-
тую кулису 8, составляющую с этим рычагом одно целое. Аналогично рычаг 2,
один конец которого имеет форму открытой изнутри кулисы 10 (фиг. 735),
может поворачиваться вокруг оси 3‘, сухарем 1 он связан с двухвенцовым блоком.
.Маховичок 9 несет эксцентричный палец 7, который находится в пазу кулисы 8;
поэтому при вращении маховичка из положения I в положение 111 (фиг. 735)
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 открытый
паз кулисы 10 и при дальнейшем повороте маховичка в позицию IV переводит
рычаг 2 и вместе с ним двойной блок во второе рабочее положение. При даль-
нейшем вращении маховичка из позиции /V в VI рычаг 2 снова остается в неизмен-
ном— втором — положении, а рычаг 5, управляющий тройным блоком, переводит
иос ший через три рабочих положения. Таким образом при помощи одного маховичка
мо.чно установить шесть различных комбинаций передач в коробке скоростей.
678
Системы управления механизмами станков
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 образом
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
поворачивает для перевода в новое положение других деталей этого же или дру-
Фиг. 736.
того узла. Так, например, используются 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 промежуточные
положения. Он часто делает необходимым 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 скорости коробки переключение с помощью двух-трех
рукояток занимает иногда у опытного рабочего немногим больше времени, чем
при переключении с помощью одной рукоятки или маховичка. От этого недостатка
совершенно свободны системы управления с предварительным набором скорости
(см. § 80).
Пример гидрофицированной однорычажной системы управления скоростями
шпинделя приведен на фиг. 736—738, изображающих развертку коробки скоро-
стей американского токарно-винторезного станка и схему управления этой коробкой.
Приводный шкив 7 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. 736) и связанное с ней зубчатое колесо
Многорычажные и однорычажные системы управления
679
— паразит—зубчатое колесо, заклиненное на этом валу (обратное вращение шпинделя).
Муфты 4 и 5 включаются для получения прямого вращения шпинделя через пере-
дачи -|у или ^=, вал б и т. д. (фиг. 737). Включением этих муфт и 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 z'3 или z\ вала 9,
жестко связана с поршнем 13 гидравлического цилиндра 12 (см. фиг. 738); совер-
шенно так же соединены с поршнями цилиндров 16 и 25 вилки 15 и 2ft упра-
вляющие двумя остальными
зубчатыми муфтами. Пово-
рачивая распределительный
кран 27 в одно из его
восьми рабочих положений,
впускают масло в правую
или левую полость каждого
из цилиндров 12, 76 и 25
и таким образом сцепляют
муфты 10, 11, 24 с различ-
ными колесами коробки
скоростей, осуществляя лю-
бую из восьми возможных
комбинаций передач. Для
управления фрикционными
муфтами 3—5 служит рас-
пределительный кран 28\
как видно из схемы по
фиг. 737, он управляет так-
же обоими тормозами 7 —8
и 22—23. При выключении
всех фрикционных муфт
ручкой крана 28 автомати-
чески включаются оба тор-
моза, причем торможение
происходит так быстро, что
при любом числе оборотов в минуту шпинделя его можно остановить 20—30 раз
за один оборот.
Масло подается в систему насосом 33, который приводится от вала 2 через
коническую зубчатую передачу и валик 34.
Добавочный кран 30 позволяет установить муфту 24 в нейтральном положении,
для того 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 этом 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-ю
прямыми и восемью обратными скоростями шпинделя. Система управления получилась,
однако, чрезвычайно сложной; ту же задачу можно решить много проще и эконо-
мичнее, чем это сделано в данной конструкции.
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-
680
Системы управления механизмами станков
рычажного управления отделить от самого станка, поместив их на переносном
пульте. На фиг. 739 показан стандартный подвесной пост управления 20 числами
оборотов шпинделя карусельного станка. Для переключения скорости шпинделя
нужно перевести нижний рычажок в положение, обозначенное „тормоз", поставить
верхнюю рукоятку против той цифры круговой шкалы, которая указывает требуе-
мое число оборотов
„включение муфты".
шпинделя, и затем поднять нижний рычажок в положение
При этом
электрогидравлический механизм быстро пере-
мещает блоки колес коробки скоростей
в положения, отвечающие требуемой ско-
рости шпинделя.
Приведенные примеры устройства одно-
рычажных систем управления механиз-
Фиг. 738.
Фиг. 739.
мами станков иллюстрируют разнообразие возможных путей конструктивного реше-
ния этой задачи. Выбор комбинации механических и других средств, наиболее
целесообразной в эксплоатационном и технологическом отношениях, должен быть
сообразован в каждом конкретном случае с повышением производительности, дости-
гаемым применением однорычажного управления, с одной стороны, и удорожанием
станка, обусловленным более сложной системой управления, — с другой. При оценке
сравниваемых вариантов однорычажного управления не следует упускать из виду
существенного недостатка многих из них, например систем с барабаном и т. п.,—
необход мости пройти при переключении скорости или подачи через все про-
межуточные значения их. Это влечет за собой не только непроизводительные
потери времени, но и усиленный износ деталей системы. Поэтому если переключе-
ния придется производить часто, то варианты с такого рода особенностью нежела-
тельны.
Нужно иметь в виду, что многие заграничные конструкции однорычажных
систем управления обязаны своим существованием лишь конкуренции капитали-
стических фирм и погоне за впсшим эффектом, тогда как достоинства, приписы-
ваемые этим системам рекламой, часто являются фиктивными и в действительности
Многорычажные и однорычажные системы управления
681
не существуют. Поэтому некритическое заимствование отдельных элементов кон-
струкции систем управления станков из зарубежных моделей было бы грубо
ошибочным.
Шаровые рукоятки. В системах однорычажного управления нередко
используются шаровые рукоятки, которые могут поворачиваться в двух или несколь-
ких плоскостях, расположенных под произвольными углами друг к другу. По
сравнению с рукояткой, движущейся в
Фиг. 740.
одной плоскости, по окружности, шаровая
рукоятка обладает тем преимуществом,
что ее не приходится переводить через
все промежуточные положения.
Фиг. 740, изображающая устройство
управления четырьмя ступенями скорости,
даваемыми коробкой скоростей попе-
речно-строгального станка.,^ :няет прин-
цип работы шаровой рук- -и. Два пе-
редвижных двойных блока колес 7 и 8,
сопряженных с четырьмя зубчатыми ко-
лесами ведомого вала 72, можно пере-
мещать посредством вилок б и 9, кото-
рые укреплены на двух параллельных
тягах 5 и 10. Перемещение каждой из
этих тяг вместе с укрепленной на ней
вилкой производится одной рукояткой 7,
Фиг. 741.
укрепленной в крышке коробки на шаровом шарнире 2. Рукоятка имеет на
конце шарик 3, который можно завести в гнездо колодки 4 или 77; при пово-
роте рукоятки 7 она передвигает эту колодку вместе с ее тягой вдоль оси по-
следней и одновременно соответствующий блок колес.
Когда тяги 5 и б находятся в среднем положении — при этом оба блока зани-
мают нейтральное положение, — гнезда колодок 4 и 77 расположены одно против
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 сопря-
женным зубчатым колесом может находиться всегда только одно из колес
блоков 7 и 8, и специальные блокирующие элементы в этом механизме не-нужны.
Другая конструкция однорычажного управления посредством шаровой рукоятки
показана на фиг. 741 (схематически) и 742 (управление коробкой : задач бокового
супорта карусельного станка модели 154). При повороте рукоятки 3 (фиг. 741)
в вертикальной плоскости она через валик 5, конический зубчатый сектор б
и коническое колесо 7 поворачивает валик 8 с вилкой 9 и таким образом передви-
гает в осевом направлении тягу 10, на конце которой закреплена управляющая
вилка 7. Аналогично при повороте рукоятки 3 в горизонтальной плоскости дви-
жение вилке 15 передается через хомут 4, сектор 2, коническое зубчатое колесо 7 7,
682
Системы управления механизмами станков
валик 12 с вилкой 13 и тягу 14. Конструкция рукоятки показана на фиг. 742,
на которой цифровые обозначения одинаковы с принятыми на схеме (фиг. 741).
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
количеством скоростей или подач.
§ 80. СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ С ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫМ НАБОРОМ СКОРОСТИ
ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ ИЛИ ПОДАЧИ
Время, затрачиваемое на переключение скорости главного движения или
подачи, может быть сокращено, если систему управления коробкой скоростей,
редуктором или коробкой подач сконструировать так, чтобы большую часть мани-
пуляций, необходимых для переключения, можно было производить в то время,
когда станок работает, не изменяя при этом установленной для данной операции
скорости шпинделя, соответственно — скорости подачи. После окончания этой опе-
рации переключение скорости производится очень быстро одним движением руко-
ятки или нажимом кнопки. Такие системы управления называются системами с пред-
варительным выбором, или, точнее, набором с к о р о с т и (подачи), или
также пр е се л е к т и в н ы м и системами.
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 уста-
новки их в положения, отвечающие предстоящему переключению, управляемые
детали сохраняют свои положения неизменными. Очевидно, что только при соблю-
дении этого условия установленный режим резания не будет нарушаться манипу-
ляциями. которые производятся рабочим для подготовки новой скорости, необхо-
димой для выполнения 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 эксплоатации, экономически оправдываются лишь в таких станках, характер
работы которых требует сравнительно частого изменения скорости главного дви-
жения или подачи. В подобных случаях сокращение непроизводительных времен,
Системы управления с предварительным набором скорости
683
затрачиваемых 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 скоростей шпинделя, но также и скоростей подачи.
Напротив, если машинные времена на отдельные операции значительны, как эго
имеет место, например, при обработке крупных деталей на больших станках, ю
Фиг. 743.
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.
Преимущество рассматриваемых систем управления перед однорычажными
заключается еще и в том, что при переключении с одной скорости на любую
другую здесь не требуется проходить через все промежуточные скорости, как во
многих однорычажных системах, что связано с известными неудобствами (см. выше).
Существующие системы преселективного управления немногочисленны. Одна из
таких систем, примененная в револьверных станках модели 1В36, известна из
„Общего курса станков". Некоторые другие системы описаны ниже.
684
Системы управления механизмами станков
На фиг. 743 представлена развертка коробки скоростей токарно-винторезного
станка, модернизованного на базе станка 1Д62М, с преселективным управлением
скоростями шпинделя (проект разработан на одном из отечественных станко-
заводов). Как видно из графика чисел оборотов шпинделя (фиг. 744), структурная
формула коробки имеет вид: 24 = 2-4 • (2-1-1 -J- 1); в действительности коробка
тает лишь 22 ступени скорости шпинделя вследствие того, что во второй пере-
борной группе (между валами III и IV) отношение передач сделано равным с’
вместо ср2'4 == с8, как это следовало бы для получения полного числа ступеней
скорости (см. § 15); поэтому две скорости п = 38 и п = 48 об/мин перекры-
ваются. Описанная ниже система преселективного управления построена, однако,
для 24 ступеней скорости, чтобы не осложнять конструкции, и поэтому на
кольцевой шкале головки (круглой ручки) для предварительного набора числа
оборотов шпинделя (фиг. 745) цифры 38 и 48 повторяются.
Системы управления с предварительным набором скорости
685
по ДЬ
686
Системы управления механизмами станков
Переключения скоростей шпинделя производятся осевым перемещением четырех
двойных блоков колес: одного—на валу II (фиг. 743), двух — на валу III,
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 III для получения восьми высоких ступеней скорости от п = 24 до п =
— 1200 об/мин. Числа оборотов п = от 9,5 до 190 в минуту получаются включением
этой зубчатой муфты в широкое косозубое колесо z = 64 на шпинделе; при этом
вращение вала 111 передается шпинделю через сильно понижающие передачи между
валами IV и V, V и VI (шпиндель).
Так как изменения скоростей шпинделя производятся здесь перемещением
блоков зубчатых колес и зубчатой муфты, а не фрикционных муфт, как, например,
Фиг. 717.
в коробке скоростей револьверного станка модели 1В36, то переключение этих
элементов может происходить лишь в то время, когда валы коробки вращаются
медленно. Поэтому управление скоростями шпинделя сблокировано с управлением
главной пусковой муфтой и тормозом таким образом, что при переключении ско-
рости сначала включается эта муфта, притормаживаются передачи 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. 743 и 746, разрезы коробки), на котором сидят кулаки. Рабочая
часть каждого кулака имеет форму диска со скошенной фаской (см. также
фиг. 747) и вырезами по периферии (фиг. 746, 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. 746, разрез по ВС), вторую кони-
ческую и цилиндрическую зубчатые передачи (фиг. 743 и 747) вращение пере-
дается шлицевому валику 2 с кулаками, которые при этом устанавлизаются опре-
деленным образом, соответственно положениям блоков и зубчатой муфты, отве-
Системы управления с предварительным набором скорости
687
чающим требуемой скорости шпинделя. Так как система управления построена
для 24 комбинаций этих положений, то периферия каждого кулачка разделена
360°
на 24 части по =15° каждая. Блок на валу II входит в состав основной
группы передач (см. фиг. 744), поэтому профиль отвечающего ему кулака состоит
из чередующихся выступов и впадин, занимающих по 15° на его окружности
(12 выступов и 12 впадин; см. разрез по АБ на фиг. 746). Два блока на
валу III входят в первую переборную группу (знаменатель см. фиг. 744),
причем левый блок (д = 52 и 44) включается для получения четырех нижних сту-
пеней скорости вала III, правый блок (г = 36 и 28) — для получения четырех
верхних ступеней. Поэтому кулаки для управления этими блоками имеют одина-
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 = б0° (нейтральное поло-
жение); этот контур повторяется на периферии кулака 3 раза (120°-3 = 360°),
как это следует из графика фиг. 744. Профиль кулака виден на разрезе по ВС
на фиг. 746.
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 ///. 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. 746). 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.
Эти 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 (фиг. 743 и 747), 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
в канавку барабана, заставляет его переместиться в осевом направлении вместе
с валом А7; 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. 747), остается непо-
движным, так как в течение всего этого периода ролик на его верхнем конце
движется в кольцевой части канавки, которая лежит в плоскости, перпендику-
лярной 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. 747. Ножи, двигаясь вперед, своими передними скосами нажимают на ролики
рычагов, поворотно укрепленных на неподвижных осях и несущих вилки, повора-
чивают их в ту или в другую сторону и таким образом посредством вилок пере-
водят блок или муфту в положение, отвечающее набранной скорости шпинделя.
Если против ножа находится не выступ, а впадина профиля кулака, то при осевом
688
Системы управления механизмами станков
перемещении валика с кулаками этот нож останется неподвижным; следовательно,
соответствующий блок колес или сцепная муфта также останется на месте.
Установив таким образом скорость шпинделя, рабочий поворачивает рукоятку
переключения в обратную сторону. Весь описанный цикл движений повторится, но
в обратном порядке: вал с кулаками переместится вправо, коробка растормозится,
снова включится 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 принцип
разрыва цепи управления на время подготовки очередной скорости и применение
переключающих фасонных кулаков, аналогичных кулакам или барабанам систем
однорычажного управления.
На фиг. 748 показана коробка скоростей вертикально-фрезерного станка
с гидрофицированной подачей стола, на фиг. 749 — устройство преселективной
системы управления этой коробкой.
Шпиндель станка имеет 18 ступеней скорости в пределах от п1 = 30 до п18 =
= 1200 об/мин. Как видно из фиг. 748, коробка дает девять ступеней скорости,
получаемых переключением двух кулачных муфт 3 и 4 на валу 7, связанном непо-
средственно с фланцмотором, и двух таких же муфт на валах II и 7/7. Вилки 2 и 5
муфт 3 и 4 взаимно сблокированы так, что когда одна из муфт включена, другая
занимает нейтральное положение; то же самое относится к муфтам 6 и 7. Допол-
нительный зубчатый перебор и двухсторонняя кулачная муфта на шпинделе увели-
чивают число ступеней скорости, даваемое этой коробкой, до 9-2= 18.
На валике 77 (фиг. 749) жестко закреплены (шпонки 72а и винты 126) четыре
диска 72, 14, 16 и 18 с запрессованными в них пальцами 14а и т. д. На концах
коротких валиков 20—23 закреплены четыре полукольца 13, 15, 17 и 19, снаб-
женные регулируемыми при сборке станка упорами 13а и т. д.; на противопо-
ложном конце каждого из этих валиков заштифтована втулка 24, соединенная
с осью, которая через систему рычагов, показанных на фигуре пунктиром, упра-
вляет вилкой одной из муфт коробки.
Для предварительного набора скорости нужно рукоятку 8 (фиг. 749) оттянуть
на себя; при этом валик 77 переместится в осевом направлении настолько, что
при повороте его пальцы дисков 72, 14, 16 и 18 не могут задеть упоров полу-
колец 13, 15, 17 и 19', затем, удерживая рукоятку 8 в оттянутом положении, пово-
рачивают ее на соответствующее деление шкалы 25, благодаря чему валик 77 по-
вернется так, что пальцы дисков займут новые положения относительно упоров
полуколец. Для переключения скорости шпинделя достаточно теперь отпустить
рукоятку 5; при этом пружина 10 подаст валик 7 7 внутрь, пальцы дисков, встретив
соответствующие упоры полуколец, некоторые из них повернут (см. пунктирное
положение полукольца 15 на фиг. 749), а другие оставят в прежнем положении
соответственна положениям муфт 3, 4, 6 и 7, отвечающим желаемой скорости
шпинделя. Поворот полукольца 13 передается вилке муфты через валик 23,
втулку 24, валик и систему рычагов, показанных на фиг. 749 пунктиром.
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 7 (фиг. 750), которая при
этом посредством детали 2 раздвигает в противоположные стороны вилки 3 н 11,
скользящие по направляющим штангам 4 и 10 и охватывающие выточки фасонных
кулаков 5 к 12, совершенно аналогичных кулакам преселективного управления
револьверного станка модели 1В36. После этого маховичком поворачивают валик 6,
па шлицах которого сидят кулаки 5 и 12. Переключение скорости производится
поворотом рукоятки 7 в противоположном направлении. При этом происходит
прежде всего выключение главной фрикционной муфты и притормаживание валиков
коробки скоростей; затем сблизившиеся кулаки 5 и 72, воздействуя своими высту-
Системы управления с предварительным набором скорости
689
44 Ач;ркан Н. С.
565
690
Системы управления механизмами станков
Фиг. 749.
Системы управления с предварительным набором скорости
691
пами 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. 750 изображает устройство этой системы управления в упрощенной форме;
передача от фасонных кулаков к вилкам, перемещающим блоки колес, принци-
пиально не отличаясь от описанного, в действительности имеет несколько более
сложное устройство.
В качестве последнего примера на фиг. 751 приведена схема гидрофициро-
ванной системы преселективного управления скоростями шпинделя револьверного
станка. При повороте накатанного коль-
ца 12 со шкалой скоростей резания
Фиг. 751.
в положение, соответствующее желаемой величине скорости, шкалы диаметров
обработки и чисел оборотов шпинделя автоматически устанавливаются в отно-
сительном положении, отвечающем этой скорости. Обе эти шкалы при-
водятся во вращение маховичком 77, который следует поворачивать вправо или
влево до тех пор, пока против неподвижного указателя не окажется цифра, обо-
значающая диаметр обработки. Необходимое число оборотов шпинделя может быть
теперь либо установлено немедленно при левом положении рычажка 2, либо пред-
варительно набрано маховичком 77 при правом положении этого рычажка и вклю-
чено в должный момент времени, для чего достаточно повернуть кверху
рукоятку 4.
Переключения любой из 12 скоростей шпинделя на любую другую произ-
водится перемещением вдоль своих валиков тройного и двойного блоков зубчатых
колес посредством гидравлических цилиндров 9 и 6 и переключением двойной
многодисковой муфты посредством цилиндра 5. Потоки масла, подаваемого
в систему насосом 8 из резервуара 7, направляются в соответствующие полости
этих цилиндров распределительным золотником 3, который устанавливается
в должное положение маховичком 77. Насос 8 работает непрерывно, поэтому
в те периоды, когда масло не должно подаваться в цилиндры 5, 6 и 9 для пере-
ключения скорости шпинделя, оно проходит через перепускной клапан 1 в трубу 10,
снабженную рядом отверстий, через которые масло стекает каскадом на зубчатые
передачи коробки скоростей.
*
692
Системы управления механизмами станков
Из последней через фильтр (не показанный на схеме) масло возвращается в ре-
зервуар 7.
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.
§ 81. СИСТЕМА ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ
При проектировании нового станка самое серьезное внимание должно быть
обращено на предохранение рабочего, обслуживающего станок, от травм и от
чрезмерного физического напряжения, а также и на предохранение станка, инстру-
мента и обрабатываемого изделия от повреждений, которые могут быть вызваны
неумелым или невнимательным обслуживанием станка, чрезмерной нагрузкой его,
неожиданной неполадкой, например прекращением подачи энергии, аварией электро-
двигателя, 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
непредусмотренной циклом работы вхолостую, что может, например, случиться
с прутковым 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, как правило, 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 быстро движущихся 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), иногда — и быстровращающиеся фрезы. В таких
станках, где рабочему может угрожать увечье от быстро сходящей или отле-
тающей 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.
С целью предохранения рук рабочего от увечий в петли дверец или крышек,
закрывающих кожухи гитар со сменными зубчатыми колесами, или откидных щитов,
закрывающих приводные ремни или цепи и т. п., встраивают кнопку или электри-
ческий контакт, прерывающий ток в цепи двигателя, если рабочий откроет дверцу
или поднимет щит во время работы станка. Иногда с той же целью располагают
орган управления, выключающий вращение сменных колес, так, что, не повернув
его в нейтральное положение, нельзя открыть дверцу.
Для защиты дыхательных путей и легких рабочего от абразивной и металличе-
ской пыли у станков, работающих абразивным инструментом, следует предусматри-
вать эксгаустер и пылеотсасывающее устройство.
Обязательное заземление электрооборудования станка, защита элекроаппаратуры
надежными кожухами, изоляция рукояток, рубильников и переключателей, приме-
нение низковольтной осветительной аппаратуры, размещение электроаппаратуры
в закрытых шкафах предохраняют рабочего от поражения электрическим током.
Система предохранительных устройств
693
Помимо этих наиболее распространенных средств защиты рабочего в станках
отдельных моделей встречаются и другие, более оригинальные решения той же
задачи. Так, например, для предохранения рук рабочего при попытке манипулиро-
вать в опасной зоне — вблизи быстро вращающегося инструмента, патрона и т. п.—
во время работы станка, используются в единичных моделях фотоэлементы, преры-
вающие ток в цепи привода станка на все время, пока руки рабочего находятся
в этой зоне. В одной модели шлифовального станка, имеющей устройство для
регулирования скорости шлифовального шпинделя, при переключении числа его
оборотов поворачивается к шпинделю или от него защитный кожух круга. Благодаря
этому рабочий не может ни установить такую скорость шлифовального круга,
которая превышает допустимую, ни поставить на шпиндель круг слишком большого
диаметра.
Для предохранения рабочего от чрезмерного физического напряжения съемные
детали станка — крышки, кожухи, поддержки, кронштейны, иногда и сменные ремен-
ные шкивы и т. д. — нередко изготовляют из легких сплавов. Станки, на которых
обрабатываются тяжелые изделия, оборудуют подъемным краном или электроталью,
облегчающими установку и крепление заготовки и снятие со станка обработанного
изделия.
На станках для обработки заготовок из магния и магниевых сплавов необходимы
специальные устройства для защиты рабочего от ожогов в случае самовоспламене-
ния 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 предпо-
читает снять их.
Конс1рукции 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 повреждений,
а обрабатываемой заготовки — от брака можно распределить на три основные группы:
Блокировочные устройства (блокировки), которые должны обес-
печивать:
1. Невозможность включения в одной группе передач (см. примечание на стр. 80)
коробки скоростей, коробки подач и тому подобных механизмов одновременно двух
или более зубчатых передач, что неизбежно привело бы к поломке 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 винта — 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 уста-
навливаемых при наладке частей станка, включения пусковой муфты до освобожде-
ния 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, выключения фрезер-
ного шпинделя ранее выключения рабочей подачи.
4. Блокировочные устройства необходимы также в тех случаях, когда некоторые
операции или фазы рабочего цикла станка должны выполняться не только в опре-
деленной последовательности, но также и с определенными интервалами времени
между ними.
Ограничители хода. Ограничители хода имеют в станках двоякое назна-
чение.
694 Системы управления механизмами станков
Одни из них прекращают движение перемещающихся частей или узлов станка
по достижении ими допустимых предельных положений во избежание схода с напра-
вляющих или столкновения с другими неподвижными частями станка, с инструмен-
тами или заготовкой. Такие устройства используются, например, для ограничения
подъема и опускания поперечины карусельного, продольно-строгального или про-
дольно-фрезерного станка, рукава радиально-сверлильного, шпиндельной бабки
горизонтально-расточного, супорта зубофрезерного станка, для ограничения про-
дольных перемещений кареток и супортов станков различных типов, столов про-
дольно-строгальных, фрезерных, шлифовальных станков по направляющим станины
и в ряде других случаев для аналогичных целей.
Такие ограничители, срабатывающие в неизменных предельных точках пути
подвижной части станка, можно назвать предельными ограничителями хода.
Другие ограничители имеют назначением выключать движение стола, супорта,
головки или другого узла в точках пути, 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 ограничителей первого рода, которые в большинстве случаев занимают в станке
неизменные положения.
Таким образом, предельные ограничители хода имеют основным назначением
предохранение станка от аварии; функцией размерных (технологических) ограничи-
телей является главным образом обеспечение такого выполнения обработки, в резуль-
тате которого изделие получило бы требуемые размеры, иначе говоря, предохра-
нение изделия от брака по размерам.
Размерные ограничители хода необходимы прежде всего для ограничения хода
инструмента относительно обрабатываемой заготовки во всех случаях, когда конеч-
ное положение инструмента определяет размеры изделия или когда движение инстру-
мента далее определенного положения могло бы привести к его поломке. Поэтому
размерные ограничители хода особенно широко применяются в станках, предназна-
ченных для выполнения таких работ, как обточка, расточка, шлифование и фре-
зерование 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 сокра-
щения до минимума непроизводительных времен работы станка.
Следовательно, размерные ограничители хода могут быть отнесены к категории
предохранительных устройств станка лишь с известной долей условности.
Нужно иметь в виду, что ограничители холостых ходов способствуют экономии
электроэнергии и повышению средневзвешенного коэфициента мощности коротко-
замкнутых асинхронных двигателей. В масштабе предприятия в целом экономический
эффект, достигаемый применением таких ограничителей хода, достаточно велик
для того, чтобы не пренебрегать ими при проектировании новых станков и модер-
низации имеющихся.
Предохранители от чрезмерных напряжений и пр.
В процессе эксплоатации станка возможны случаи чрезмерной перегрузки его
вследствие неправильно выбранного режима резания, неоднородности материала заго-
товки или больших колебаний обрабатываемости последнего в одной и той же
партии, вследствие не замеченного во-время затупления инструмента или выхода из
строя 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 некото-
рых деталей, что результатом этого явилось бы нарушение нормальной работы
механизмов станка, а отсюда — повышенный износ, толчки, вибрации и т. д. Это может
Система предохранительных устройств
69b
случиться, например, при чрезмерном прогибе валиков, несущих зубчатые колеса,
чрезмерном скручивании ходового валика или винта и т. п.
Серьезными последствиями угрожает также чрезмерное повышение температуры
трущихся поверхностей станка, особенно подшипников и направляющих, которое
может быть вызвано как перегрузкой станка, так и отказом или неполадками в работе
смазочной системы. Результатами тепловых и механических перенапряжений бывают
обычно заедание в подшипнике, задиры на поверхности направляющих, а если станок
не будет быстро остановлен и после этого — резкое самоторможение и авария станка
или двигателя. Отказ в работе системы охлаждения 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 израсходования прутка в одном из шпинделей пруткового авто-
мата, в случае разрыва ремня или цепи и т. 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.
Очевидно, что все перечисленные устройства могут удовлетворительно выполнять
свои функции лишь при условии вполне.автоматического действия.
А. Блокировочные устройства
г '
Невозможность одновременного включения двух или более зубчатых передач
в одной группе коробки скоростей, коробки подач или тому подобного многовало-
вого механизма достигается проще всего такой конструкцией последнего, при кото-
рой передвижные зубчатые колеса, сидящие на одном валу, объединены в один
блок. При этом возможность опасного включения полностью устраняется.
Точно так же отпадает надобность в отдельных блокирующих элементах, если
включение зубчатых передач производится при помощи накидной шестерни, как
в нортоновских коробках или в фартуке токарного станка, где она может быть вклю-
чена либо в цепь продольных, либо в цепь поперечных подач, или при помощи
подвижной шпонки (см. § 39, В и Д),
Задача блокировки передач успешно решается рациональной конструкцией меха-
низма 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 многорычажного
управления бывает возможно обойтись без специальных блокировочных элементов,
если объединить в одной рукоятке или в одном маховичке управление теми дета-
лями 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 рукоятки
или чтобы муфты и тормоз управлялись отдельными органами, то ошибочные опасные
для станка включения в таких случаях могут иметь место, и поэтому соответствую-
щие органы управления должны быть сблокированы между собой. То же относится
к управлению кинематическими цепями движений несовместных или таких, которые
должны происходить в определенной последовательности. В подобных случаях задача
блокировки может быть решена различными средствами — механическими, электри-
ческими, 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 основных
частей цепи управления. Схемы наиболее простых и дешевых конструктивных реше-
ний показаны ниже.
696
Системы управления механизмами станков
1. Блокировка параллельных валов. На валах, на которых заклинены
органы управления, закрепляют взаимно-блокирующиеся детали в виде, например,
дисков или секторов с вырезами по схеме фиг. 752. В положении а возможно,
очевидно, свободное манипулирование любой из рукояток. Лишь только одна из
них выведена из нейтрального положения, диск второй рукоятки застопорен, и пово-
рот другого вала невозможен (фиг. 752, б, заперт правый вал). Чтобы освободить
этот вал, необходимо прежде поставить рукоятку другого вала в нейтральное
положение.
В конструкции, схематически изображенной на фиг. 753, на каждом из взаимно-
блокируемых параллельных валов заклинена деталь в виде гладкого сектора с ребор-
Фиг. 753.
дой, в которой сделан вырез под реборду другого сектора. Поворот любой рукоятки
из нейтрального положения, при котором оба выреза совпадают, как показано на
фигуре, запирает ребордой другой сектор и вместе с ним вал, на котором послед-
ний закреплен.
На фиг. 754 блокировка осуществлена при помощи двух секторов 7 и 3 (или
дисков) с вырезом и качающегося рычажка 2. В положении, изображенном на фигуре,
заперта правая рукоятка. Другой вариант, с пружинным блокирующим фиксатором,
схематически изображен на фиг. 755, не требующей пояснений.
2. Блокировка взаимно перпендикулярных валов. При помощи
элементов, аналогичных изображенным на фиг. 752 — 7 55, могут быть сблокированы
также взаимно перпендикулярные валы. Пример применения для этой цели дисков
с вырезами представлен на фиг. 756 (заперт нижний валик).
3. Блокировка прямолинейно движущихся деталей может
быть осуществлена, как показано схематически на фиг. 757 для случая параллельно
движущихся деталей управления и на фиг. 758—для деталей, которые движутся во
взаимно перпендикулярных направлениях. На фиг. 759 изображена схема блокировки
валика 7 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
Система предохранительных устройств
697
сделано невозможным одновременное включение двух или более несовместных пере-
дач 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
Фиг. 756.
Фиг. 757,
той и другой. Пример использования гидравлики для целей блокировки можно
видеть на приведенной выше фиг. 713 (узел внутришли ^овального станка модели 3250).
Как только включается автома тическая подача с гола от гидропривода, масло под
давлением, поступая под поршень 4 (фиг. 713), ,_______,
отжимает его вправо, преодолевая сопротивление --------!---- --------------
пружины 2, и вилка 3 выводит шестерню z - 16 ...
из зацепления с колесом z = с
нии гидравлического переме-
щения стола краном „пуск —
стоп“ давление в гидросистеме
падает настолько, что пружи-
на 2 отжимает поршень 4 вле-
во, и колеса z=16 и г = 36
автоматически вводятся в заце-
происходит автоматическая про-
Z?? ^2 &
в С. D,
пление. Таким образом в течение
дольная подача стола, механизм
маховичок 7 не вращается, как
(см. стр. 652). Блокировка
автоматической продольных
всего времени, пока
его ручного продольного перемещения выключен, и
это и требуется правилами техники безопасности
ручной и
подач стола
Главный гЮи
гаглель
Электродвигатель
подаии
Фиг. 760 Фиг. 761.
работает здесь совершенно автоматически. Аналогичные устройства имеются и
в других шлифовальных станках отечественного производства, например в кругло-
шлифовальных модели ЗД16, модернизованном 315М и др., а также в некоторых
зарубежных станках.
В связи с непрерывным совершенствованием систем управления современных
станков и широкими возможностями использования средств электротехники и
гидравлики для целей блокировки применение механических блокировочных эле-
698
Системы управления механизмами станков
ментов, 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. 760 схематически показано
устройство блокировки электродвигателей привода шпинделя и привода подач
фрезерного станка, обеспечивающее выключение главного двигателя после прекраще-
ния подачи стола. При выключении двигателя подачи рубильником или выключа-
телем 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 послед-
ний выключает рубильник 7 главного двигателя, и фрезерный шпиндель остана-
вливается.
В случаях, подобных этому, необходимая последовательность фаз управления
обеспечивается лучше всего концентрацией управления в одном органе. На фиг. 761
рукоятка А управляет обоими двигателями фрезерного станка. При переводе ее из
среднего — нейтрального — положения в любое из положений В включается двигатель
привода фрезерного шпинделя. При дальнейшем повороте ее в Сг или С2 она
включает через контактор- двигатель подачи, и стол получает рабочую подачу
вправо (Сг) или влево (С2). Таким образом главный двигатель включается всегда
раньше подачи, а выключается позже ее. Если перевести рукоятку еще дальше,
из С в D, то соленоид переключает муфты в механизме привода стола, и стол
получает быструю подачу вправо (О^ или влево (О2) до тех пор, пока рабочий
удерживает рукоятку в этом положении; как только он отпустит ее, она автома-
тически возвращается в положение С, и стол начинает двигаться со скоростью
рабочей подачи.
Пример использования гидравлики для целей блокировки можно видеть на
упомянутой фиг. 713 (стр. 666).
Б. Ограничители хода
Выбор схемы и конструкции устройства для автоматического ограничения хода
зависит от функции этого устройства (предельный или размерный ограничитель)
п от требуемой точности ограничения пути перемещающейся части станка.
Предельные ограничители хода обычно занимают в станке неизменное поло-
жение, и к точности срабатывания их не предъявляют высоких требований, так
как они устанавливаются с таким расчетом, чтобы движущаяся часть станка не
доходила до опасного конечного положения по меньшей мере на 3—4 мм, а не-
редко и больше. Поэтому для предельных ограничителей точность + 0,5 -ч- 1 мм
достаточна 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 двигатель.
Ход штока этих выключателей довольно велик (10—15 ЩЛ1), и для увеличения
точности ограничения хода между движущейся деталью и конечным выключателем
можно ввести рычаг с соответствующим отношением плеч. Наибольшая точность
останова при применении обычных конечных выключателей без всяких дополни-
тельных устройств лежит в пределах около 0,5—1 мм в зависимости от конструк-
ции аппарата и некоторых других факторов (см. ниже). При необходимости 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,
Система предохранительных устройств
699
остановка ее 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 зависит
точность размеров, а следовательно, и точность формы 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"; см., например, ГОСТ 17-40
(револьверные станки общего назначения), ГОСТ 79-41 (револьверные одношпин-
дельные автоматы) и некоторые другие.
В каждом конкретном случае точность срабатывания размерного ограничителя
определяется величиной поля допуска того диаметрального или осевого размера
изделия, который контролируется 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 оказы-
ваются сами по себе недостаточными, если требуется высокая точность ограниче-
ния хода: часть станка, путь которой ограничивается, продолжает после выключе-
ния мотора двигаться по инерции в течение некоторого (хотя и очень малого
большей частью) времени, пока ее кинетическая энергия не будет полностью
израсходована 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 кине-
матической цепи этой части станка.
Особенно большую роль играет здесь скорость ограничиваемой в своем движе-
нии части, поскольку кинетическая энергия последней пропорциональна квадрату
этой скорости. Фактором, благоприятным для точного ограничения хода, является
наличие в кинематической цепи передач с большими потерями на трение, следова-
тельно, с низким к. п. д., например червячных и винтовых (самотормозящихся),
которые очень часто приходится вводить в механизм подач с целью понижения
скорости. Понятно отсюда, что решение задачи точного останова быстро вращаю-
щихся шпинделей или ограничения хода стола продольно-строгальных станков,
особенно с приводом посредством зубчато-реечной (несамотормозящейся) передачи,
представляет большие трудности, чем точное ограничение движений рабочих подач,
скорости которых малы.
Точность ограничения хода зависит еще и от того, должна ли реверсироваться
соответствующая часть станка тотчас же после остановки или нет. В первом слу-
чае точность ограничения, производимого с помощью конечного переключателя,
выше, так как электродвигатель в процессе реверсирования тормозится противо-
включением.
Из сказанного следует, что точность ограничения хода при использовании для
этой цели конечных выключателей или переключателей может колебаться в относи-
тельно широком диапазоне, завися не от одних только электрических факторов.
Представление о достижимой точности могут дать следующие практически получен-
ные результаты.
В небольших фрезерных станках с приводом подач от специального двигателя
с ротором малого диаметра удается достигнуть ограничения хода стола при помощи
конечного выключателя, без торможения мотора противовключением, с точ-
ностью + 0,02 -ч- 0,03 мм благодаря малому маховому моменту ротора, сравнительно
малому весу стола и низким скоростям подачи. Такими же цифрами характеризуется
точность ограничения хода стола резьбошлифовальных станков, несмотря на более
высокую скорость движения стола, при применении реверсивного электродвигателя
подач и конечного переключателя. В одном шпоночно-фрезерном станке при аналогии-
700
Системы управления механизмами станков
ных условиях удалось достигнуть еще более высокой точности ограничения реверсируе-
мого стола в концах его хода: благодаря малой скорости стола ограничение хода
происходило с точностью + 0,01 -г-0,02 мм. Во всех этих случаях высокой
точности ограничения хода благоприятствовало то, что в механизм подач входила
самотормозящаяся передача — ходовой винт и гайка.
При помощи конечных переключателей можно добиться, следовательно, точности
ограничения хода до + 0,02 -=-0,03 мм\ при этом двигатель реверсируется противо-
включением. Для многих случаев такая точность оказывается вполне достаточной.
Иногда бывает достаточной даже значительно меньшая точность, в пределах при-
мерно + 0,1 -=-0,5 мм, достигаемая торможением двигателя противовключением, но
без реверса. Во всех подобных случаях самым простым будет обычно вариант
ограничения хода при помощи ко-
нечных выключателей или переклю-
чателей, управляемых от упоров —
путевых кулачков, которые укре-
пляются для этого в соответствую-
щих местах движущейся части станка
(например в пазу на боковой грани
стола, на торцевых гранях салазок,
в барабане упоров и т. п.) и воз-
действуют на выключатели непосред-
ственно через рычажную систему.
Это относится в особенности к огра-
ничению 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, на-
дежное действие этих аппаратов и
предохранение от перебега на слу-
чай 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 -н
-=-0,01 мм.
В основе работы точных ограничителей 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; сопроти-
вление дальнейшему движению возрастает вследствие этого настолько, что кине-
матическая цепь привода движущейся части разрывается, или движение ее изменяется
таким образом, что движение ведомой части прекращается. Это может быть осуще-
ствлено различными способами; наиболее распространенные показаны схематически
на фиг. 762, а — в. На первой схеме при встрече салазок 2 с жестким упором 7
салазки останавливаются, и фрикционная муфта 3 начинает буксовать; это продол-
жается до тех пор, пока салазки не будут отведены от упора, например, ревер-
сированием электродвигателя.
На схеме фиг. 762, б фрикционная муфта заменена кулачной (храповой); при
условии правильно выбранного угла наклона рабочих граней кулачков муфта 3
будет работать аналогично фрикционной муфте в предыдущей схеме. На фиг. 762,в
схематически изображен привод посредством падающего червяка 3; путевой
кулачок 7, закрепленный на салазках, встречая упор 4, связанный с одной из опор
Система предохранительных устройств
701
червяка, заставляет эту опору переместиться, червяк поворачивается и выходит из
зацепления с сопряженным элементом — рейкой, как показано на схеме, или чаще
червячным колесом. Из всех этих вариантов наилучший в смысле точности ограниче-
ния 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
ограничения 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. 762, не являются един-
ственно возможными. Кинематическая цепь может быть разорвана 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
можно также включить эпициклическую передачу. Во время движения салазок,
стола и т. п. оси сателлитов, удерживаемые на месте, например, пружинами, непо-
движны, и передача работает как обычная — не эпициклическая — зубчатая передача.
Когда салазки или стол натол- . . , •
кнутся на жесткий упор, ведомое
зубчатое колесо передачи должно
по необходимости остановиться,
и сателлиты начинают поэтому
обкатываться вокруг него. При
такой конструкции ограничения
хода кинематическая цепь не раз-
рывается, так как все зубчатые колеса механизма остаются в зацеплении; про-
исходит 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. 699). Необходимо также, чтобы сам жесткий упор и сталки-
вающаяся с ним поверхность путевого кулачка или движущейся части обладали
большим сопротивлением деформации (по этой причине упоры стали изготовлять
в последнее время не только из стали или твердого чугуна, но и из бериллиевой
меди). Если такое особо благоприятное сочетание условий отсутствует, то и при
ограничении хода жесткими упорами возможно достигнуть ограничения хода лишь
с точностью не выше + 0,01 мм, а часто только 0,05 мм (точность ограничения
хода зависит от массы о1раничиваемого в своем движении узла и скорости подачи).
Устройства для ограничения хода по схемам фиг. 762, 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 червяка — необходимость включения его от руки для реверсирования
салазок.
С целью устранения этих недостатков чисто механических ограничителей хода
при сохранении точности работы по жестким 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, движущейся части
станка с жестким упором. В других одновременно с муфтой или падающим червя-
ком срабатывает конечный выключатель, который через контактор выключает
двигатель (фиг. 763). Хорошие результаты в отношении точности ограничения
хода дало устройство, схематически изображенное на фиг. 764. Гайка ходового
702
Системы управления механизмами станков
винта связана здесь с салазками или столом не жестко, а через посредство пружин,
натяжение которых должно быть отрегулировано соответственно наибольшему
допустимому усилию подачи. Когда салазки дойдут до одного из жестких
упоров, закрепленных в соответствующих местах станины, они остановятся. Так
как ходовой винт продолжает вращаться, гайка начнет перемещаться внутри салазок,
сжимая пружину, и когда ее контактный винт дойдет до соответствующего конеч-
ного выключателя или переключателя, он выключит или реверсирует электродвига-
тель. Время выдержки салазок в концах хода можно устанавливать, как это
требуется, регулируя контактные винты в маточной гайке. Следует, однако, иметь
в виду, что при недостаточной жесткости пружин применение устройств подобного
рода может привести к неравномерной подаче.
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 стопорных колец, которые
закрепляются на круглой штанге, монтированной сбоку станины, стола, салазок.
Нередко упор имет форму винта, непосредственно ввинченного 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. 765 жесткий упор 2, закрепленный на станине
двумя винтами 3, служит для ограничения продольного хода супорта. Микрометри-
ческий винт 7 имеет здесь лимб, позволяющий регулировать длину пути салазок
с точностью до 0,01 мм (цена деления лимба). Аналогичное устройство применено
здесь и для ограничения поперечного самохода супорта; различие заключается
лишь в том, что микрометрическим винтом 5 снабжен не жесткий упор 4, а по-
движный (путевой кулачок) 6.
На фиг. 766 упор 5 закрепляется на станине планкой-прихваткой 6 с зубьями,
которые входят во впадины рейки 8; два винта 7 притягивают планку к упору и
таким образом намертво крепят его к станине. Микрометрический винт 7 имеет
опоры во втулках 2 и 4‘, для точной установки его служит гайка 3 с делениями
на поверхности а. От вращения винт 7 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®.
При работе на станках с супортами или головками, несущими несколько инстру-
ментов, длины хода этих инструментов, вообще говоря, различны. Следовательно,
для каждого из них требуется по крайней мере один отдельный упор; сопряжен-
ный 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.
Несколько ограничителей хода можно использовать также при обработке на
станках, которые оснащены лишь одним инструментом, ступенчатых валиков и
тому подобных деталей. Типичные примеры конструктивного решения указанной
задачи известны из „Общего курса станков®, в котором рассматривается устрой-
ство механизма упоров револьверных станков моделей 136 и 1336. Другие при-
меры приведены на фиг. 767—776.
На фиг. 767 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
Система предохранительных устройств
703
Образец проточ. детали
704
Системы управления механизмами станков
из призмы 5, закрепляемой в соответствующем месте передней направляющей ста-
нины посредством планки 6 и болта 7 с гайкой 4 и шайбой. Диск 3 с несколь-
кими (в данном случае с четырьмя) упорами 13 укреплен поворотно на пальце 10,
который ввинчен в призму 5 и застопорен штифтом 8.
Стальные упоры 13 с закаленной пяткой ввинчиваются в диск 3 упоров так,
чтобы каждый из них выступал из диска на должную длину, и законтриваются
накатанными гайками 11, под которые на диске 3 сделаны лыски. Регулировка
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 10; 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. 768, содержит четыре упора, каждый из которых кон-
структивно оформлен подобно упору по фиг. 766 (микрометрический винт 9,
гайка 5 для установки винта, гайка 6 для компенсации зазора в резьбе, лимб 7).
Упоры монтированы в четырех отростках корпуса 8, поворотно укрепленного па
пальце с фланцем 3 посредством гайки 12 и шайбы 10. Этот фланец привинчен
к кронштейну 1, который закреплен на станине планкой 15. 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 5.
Другое конструктивное решение показано на фиг. 769: переставные упоры 3
в форме колодок, ограничивающие хода супорта при обработке ступенчатых вали-
ков и тому подобных деталей, размещены здесь на барабане с продольными и
кольцевыми канавками, а откидной упор 4 — на салазках. Винты 2 позволяют огра-
ничивать длины ходов супорта с необходимой точностью. Для поворота барабана
упоров служит головка 1. Барабан упоров можно с успехом заменить здесь эталон-
ным валиком, как показано на фиг. 770.
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 обычно связывается с ней зубчатой передачей таким обра-
зом, что при повороте головки на следующее инструментальное гнездо повора-
чивается на одно деление также этот барабан или валик. Благодаря этому рабо-
Система предохранительных устройств
чий избавлен от необходимости после поворота вручную револьверной головки
поворачивать тотчас же и валик упоров, и выключение подачи каждого инстру-
мента 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 мно-
гоинструментными головками желательна
Фиг. 769.
автоматизация барабана псворота 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
Фиг. 771.
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. 771 с барабанной револьверной головкой 1, как у станка модели 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 сместиться
в осевом направлении, не окупает существенного недостатка — трудности установки
упоров соответственно положениям инструментальных гнезд револьверной головки.
При продольных пазах на барабане или валике это затруднение отпадает.
45 Ач ркаи Н. С. 565
706
Системы управления механизмами станков
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. Пример такого
решения показан на фиг. 772. Штанга 1 с жестким упором 2 сидит в кронштейне 8,
закрепленном на станине. Она снабжена рядом выемок а под конец пружинного
фиксатора 9, благодаря чему, пользуясь штифтом 7, ее можно быстро передвигать
в осевом направлении. Барабан 6 переставных упоров 3 поворачивается вручную и
фиксируется в каждом из четырех положений шариковым фиксатором 10. Стопорные
винты 4 с подкладными сухариками из меди или свинца удерживают переставные
упоры в установленных положениях; пружины 5 возвращают барабан упоров в
исходную позицию.
Фиг. 772.
Благодаря возможности переставлять упорную штангу переставные упоры 3
всегда выступают из барабана 6 лишь на небольшую длину и поэтому не пружи-
нят, что способствует более высокой точности ограничения ходов супорта.
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 супорга
револьверного станка модели 136 служит устройство, изображенное на фиг. 773, 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 фикси-
руются стопорными винтами 2. На барабане упоров проточена круговая канавка а,
профиль которой имеет форму / j. В эту канавку входит конец пружинного
штифтика 10 (фиг. 773,(7).
Ког. а 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 70, который упирается своим концом в стопорный штифт 11
рычага 7. Преодолевая сопротивление пружины 72, штифт 7 7 утопится внутрь
рычага 7, и последний под действием собственного веса упадет вниз.
Система предохранительных устройств
707
На торце ступицы рычага 7 обработан фасонный кулак, развертка которого
имеет форму, напоминающую синусоиду. Такую же форму имеет кулачок 6, закли-
ненный на валике 9. Благодаря этому, когда рычаг 7 находится в верхнем поло-
жении, он через шарикоподшипники, монтированные в обойме Ба, и зубчатое
колесо 8 включает конусный фрикцион 5 в червячное колесо 4. Через пару зубча-
тых колес 8 и 13 вращение передается далее реечной шестерне 14. Когда рычаг 7
падает и поворачивается, следовательно, в обратном направлении, фрикцион 5 под
действием находящихся в нем пружин выключается из червячного колеса 4, и про-
дольная подача поперечного супорта прекращается.
10 // 12
Фиг. 773.
Очень точное ограничение хода достигается посредством комбинации жесткого
упора с падающим червяком. Принцип работы падающего червяка и одна из типич-
ных конструкций этого механизма, применяемая во всех моделях станков ДИП,
известны из „Общего курса станков'. Другой пример приведен на фиг. 774, изо-
бражающей устройство падающего червяка в переднике супорта револьверного
станка.
Как и в аналогичном механизме станков ДИП, ось поворота червяка при его
расцеплении с червячным колесом перпендикулярна оси червяка, и последняя при
всех положениях падающего червяка остается в средней плоскости колеса. Воз-
можны и другие решения, например поворот червяка при его падении вокруг оси,
параллельной оси червяка. Пример такого конструктивного решения показан на
фиг. 775 (часть механизма подач переднего супорта многорезцового токарного
полуавтомата До-Свинг). Червяк 9, составляющий одно целое с зубчатым коле-
сом 6, заштифтован на валике 4, эксцентрические 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 7, чисто обработанный сна-
708
Системы управления механизмами станков
ружи по цилиндру, пригнан к расточке в станине так, что может поворачиваться
в ней и, кроме того, несколько перемещаться в осевом направлении. Б среднем
положении корпус удерживается действующими на его торцы пружинами, не по-
казанными на фигуре.
В зависимости от положения эксцентрических подшипников 5 и 10 в корпусе 7
вращение передается червяку 9 от ходового валика 2 либо через зубчатую пере-
дачу 3 (г = 20) —(5 (z = 20), либо через 3—7 (г = 17) — 6\ в обоих случаях
, / 20 20 17 \
передаточное отношение равно 1 или , но червяк вращается в про-
тивоположных направлениях (реверсирование подач).
Червяк 9 удерживается в зацеплении с червячным колесом 16 (z = 49) пру-
жинной защелкой 13, как показано на верхней проекции. При встрече каретки
Фиг. 774.
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 7, не соскочит с защелки 13. Под действием собственного
веса и давления пружины 15 корпус 7 повернется вокруг оси ходового валика,
и червяк 9 выйдет из зацепления с червячным колесом 16- Для включения червяка
служит рукоятка 72, возвращающая корпус 7 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. 776 (карусельный многорезцовый станок отечественной конструк-
ции), схематически изображающей расположение группы упоров, а также конструк-
цию их.
Система предохранительных устройств
709
710 Системы управления механизмами станков
Устройство для размерного ограничения хода супорта, головки, стола и тому
подобной части станка может быть связано со встроенным прибором, который
периодически или непрерывно автоматически контролирует соответствующий раз-
мер обрабатываемой заготовки. 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 окончательной обработки, причем для измерения используются
приборы самой разнообразной 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
повторяемость ограничения хода зависят от того, насколько цилиндр предохранен
от утечек.
В. Устройства для предохранения станка от перегрузок
1. Устройства для предохранения от чрезмерной перегрузки.
По причинам, указанным на стр. 693, механизмы проектируемого станка должны
быть защищены от чрезмерных перегрузок. Эти перегрузки могут быть двоякого
рода. Одни из них угрожают чрезмерной деформацией 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
совокупности действующих на эту деталь наибольших усилий Р и крутящих
моментов Мк . Следовательно, устройства, предохраняющие эту деталь от опасных
перегрузок, должны автоматически ограничивать предельные значения Р„р и Мкп„.
Из соотношения N = const.P.v, N = const. Л4К .n, где N—мощность, v — скорость,
п — 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
момента только в тех случаях, когда v — const, соответственно n = const,,T. 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 + const, п --Р const, ограничение мощности двигателя каким-либо
постоянным предельным значением N„p не обеспечивает постоянства величины
/Ик пр или Рпр . Поэтому устройства, ограничивающие мощности приводных электро-
двигателей станка, не могут, вообще говоря, заменить такие предохранители от
перегрузок, 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
устройства электрические, гидравлические и механические, причем’нередко в одном
и том же станке используется одновременно несколько устройств различного рода.
Наиболее совершенными в эксплоатационном отношении являются электрические
предохранительные устройства (они, однако, не везде применимы) и срабатывающие
выключающие муфты (предохранительные муфты „мгновенного действия"). Пневмати-
ческие предохранительные устройства применяются, напротив, редко. Выбор системы
предохранительных устройств зависит от ряда факторов, в частности, от того, что
Система предохранительных устройств
711
они должны защищать главным образом — станок, инструмент или электро-
двигатель — от требуемой автоматичности действия, быстроты срабатывания
и чувствительности.
Электрические устройства должны защищать главным образом двигатели
и электрооборудование станка при чрезмерном возрастании нагрузки. Эта защита
осуществляется 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 выключате-
ли— электромагнитные реле, максимальные мгновенного действия или работающие
с выдержкой времени, и тепловые реле. Срабатывающее при перегрузке реле
можно использовать не только для выключения, но и для торможения соответ-
ствующего электродвигателя, а при надобности и для реверсирования его.
Иногда тепловое реле комбинируется с сигнальной лампой или сиреной, которая
сигнализирует о чрезмерн'Ом нагреве обмоток двигателя, следовательно, о его
перегрузке. Выбор того или иного из этих защитных устройств определяется,
с одной стороны, их эксплоатационными характеристиками, с другой — типом,
мощностью и конструкцией двигателя, его перегрузочной способностью, условиями
пуска и характером возможных перегрузок станка во время его работы, зависящим
от условий эксплоатации станка и от назначения двигателя. Например, для защиты
от перегрузок, опасных и при кратковременном действии, выбирают электро-
магнитное токовое реле мгновенного действия, для защиты от перегрузок более
длительного действия — тепловое реле, и т. д.
Достоинства этих устройств — автоматичность действия, сравнительная простота,
возможность приобретения со стороны в готовом виде.
Кроме перечисленных, для защиты от перегрузок двигателя и станка находят
применение, хотя и более редкое, также некоторые другие электрические аппараты
и устройства, начиная от самых простых, например амперметра с красной чертой,
указывающей предельную допустимую силу тока (используется иногда в сверлиль-
ных станках для предупреждения о затуплении инструмента), до сравнительно
сложных электронных предохранительных устройств. Так, в одном из новых
агрегатных станков для сверления глубоких отверстий малого диаметра использован
электронный предохранитель, который, воспринимая перегрузку какой-либо
сверлильной головки станка, усиливает возбуждаемый этим ток посредством
электронной лампы. Усиленный таким способом ток воздействует через реле на
соленоид золотника гидроподачи соответствующей головки, переводя этот золотник
в положение быстрого хода назад. В конце обратного хода головки конечный
переключатель переводит золотник в положение быстрого подвода головки, причем
возобновляется автоматический цикл работы. Благодаря применению усилителей
в такой схеме можно получить практически любую желаемую чувствительность
устройства к перегрузкам; это особенно важно для станков, работающих дорогим
или чувствительным даже к небольшим перегрузкам инструментом.
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 кру-
тящего 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
гидросистемы 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. . - . • • . - • • •
712
Системы управления механизмами станков
Наибольшим распространением пользуются следующие устройства этого
назначения: а) срезные штифты и шпонки; б) предохранительные муфты фрикцион-
ные, кулачковые (храповые), шариковые; в) падающие червяки.
Значительно реже применяются в станках предохранительные устройства, дей-
ствие которых основано на расцеплении зубчатых колес, на автоматическом
изменении 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 уменьшится
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
остывания заготовки и инструмента последний может оказаться защемленным еще
сильнее; поэтому в случае
перегрузки пила должна быть автоматически выведена
из пропила. Точно так
же в станках для глубо-
кого сверления резкое
возрастание усилия по-
дачи или крутящего мо-
мента может явиться
следствием застревания
стружки в отверстии, и
для устранения перегруз-
ки необходимо вывести
сверло и вымыть струж-
ку из канала. В подоб-
ных случаях предохрани-
тельное устройство долж-
но быть скомбинировано
с реверсирующим меха-
Фиг. 778.
Фиг. 777.
низмом.
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 предот-
вращается повреждение более ответственных деталей станка или разрушение
инструмента.
Типичные конструкции срезных штифтов представлены на фиг. 777—779. На
первых фигурах штифт расположен параллельно общей оси соединяемых деталей,
на фиг. 779 — перпендикулярно ей (срезные штифты осевые и радиальные). Как
видно из этих фигур, срезной штифт вставляется большей частью не непосред-
ственно в отверстия соединяемых им деталей, а в стальные каленые втулочки,
запрессованные в эти отверстия; благодаря этому при перерезании штифта не
сминаются края последних. В устройствах со срезными штифтами должна быть
предусмотрена возможность быстрого удаления (выколачивания) сломавшегося штифта.
Детали а на фиг. 777—779 предохраняют срезной штифт от выпадения. Для
этой цели можно применить пружинные стопорные кольца (фиг. 780).
Система предохранительных устройств
713
Муфты со срезным штифтом, очевидно, не вполне уравновешены; это не имеет,
однако, практического значения, так как срезные штифты располагают в большин-
стве случаев на тихоходных валах механизмов подачи.
Величина усилия, перерезающего штифт, зависит главным образом от материала
и термообработки штифта, если таковая производится, и от его наименьшего
диаметра (см. также стр. 718 — 719). 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. 780, а и б), либо гладких штифтов во втулочках с постоянным наружным
и различными внутренними диаметрами.
В качестве материала для изготовления срезных штифтов используют стали
различных марок, чаще всего инструментальную типа У10А, пружинные и машино-
поделочные марок 15, 20, 35 и др.
Совершенно аналогично используются в станках предохранительные срезные
шпонки. В качестве примера можно указать на фиг. 289, изображающую привод
распределительного вала четырехшпиндель-
Фиг. 779.
Фиг. 780.
вячное колесо жестко связано здесь с фланцевой втулкой, которая свободно
сидит на такой же втулке, заклиненной на валу. Обе втулки связаны шпонкой
размером 10 ХЮ X 75 mms 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 муфты, 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
крутящему моменту, она работает вполне автоматически (предохранительные
устройства с самовозвратом) и может требовать лишь периодической подрегули-
ровки (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.
714
Системы управления механизмами станков
Фиг. 786.
Система предохранительных устройств
715
В качестве предохранительной может быть использована в принципе всякая
сцепная муфта (см. § 54, Б), обладающая способностью самовыключаться, когда
первдавае'мый ею крутящий момент превысит некоторую предельную для нее ве-
личину. Из различных предохранительных муфт, применяемых в современных
станках, наибольшим распространением пользуются фрикционные муфты, главным
образом дисковые и конусные; предохранительные муфты с внутренним разжим-
ным кольцом хотя и встречаются в станках, однако значительно реже фрикцион-
ных предохранительных муфт других типов. По понятным причинам предохрани-
тельные фрикционы кон-
структивно сходны со
сцепными фрикционными
муфтами, отличаясь от
них главным образом от-
сутствием деталей упра-
вления. Благодаря этому
конструкция предохрани-
тельной муфты полу-
чается, как правило, более
простой, а обычно и бо-
лее компактной.'
по fl-8
Конструкции предо- Фиг. 787.
хранительных фрикцион-
ных муфт, показанные на фиг. 781, 782 (конусные), 783 — 786 (дисковые), 787
(с разжимным кольцом), очень просты и не требуют поэтому пояснений. Предель-
ный момент Мкпр, передаваемый каждой такой муфтой, зависит от давления одной
Фиг. 788.
чающим устройством. Так, например,
или нескольких пружин, регулируемого по-
средством гаек.
В конструкции по фиг. 788 (привод бы-
стрых перемещений супортов продольностро-
гального станка) рядом помещены две муф-
ты — упругая 2, смягчающая толчки при пу-
ске электродвигателя, и дисковая фрикцион-
ная 7, предохраняющая двигатель и механизм
от аварий, если мотор не будет остановлен,
прежде чем супорт подойдет к мертвому-
упору на поперечине или на боковой стойке.
То же происходит при перегрузке, вызван-
ной другими причинами.
Увеличение срока службы предохрани-
тельной муфты и быстрая остановка пе-
регруженного .узла станка могут быть до-
стигнуты связью такой муфты с выклю
в одном из многошпиндельных станков оте-
чественной конструкции для глубокого сверления в цепи привода каждого шпин-
деля имеется фрикционная муфта, отрегулированная на предельный крутящий мо
мент. При перегрузке какого-либо шпинделя его муфта начинает буксовать, число
оборотов шпинделя падает; на это уменьшение скорости шпинделя реагирует цен-
тробежное реле, которое, нажимая на конечный выключатель, останавливает соот-
ветствующий узел станка.
Для изготовления деталей предохранительных фрикционных муфт используются
те же материалы, что и для изготовления фрикционных муфт любого другого
назначения (см. стр. 465).
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.
716
Системы управления механизмами станков
В качестве предохранительных довольно часто применяются также кулачные
муфты, которые успешно выполняют свое назначение при условии правильного
Фиг. 790
выбора наклона граней кулачков и давления пружин. Варианты конструкции этих
муфт приведены на фиг. 789—793.
Кулачная муфта по фиг. 789 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 превы-
шающих установленного предела
Мкпр, обеспечивается винтовой пру-
жиной 4. Давление пружины, а вме-
сте с тем и величина МКПр регули-
Фиг 791.
Фиг. 792.
руется подвинчиванием стакана 3. Подпятник 6 необходим здесь потому, что пру-
жина 4 опирается одним торцем на полумуфту 5, жестко связанную с валом 7, а
Фиг. 793.
товителем, кольцо 5, на которое
другим — на стакан 3, который связан через
полумуфту 2 с валом 7.
В конструкции по фиг. 790 кулачная
предохранительная муфта связывает валик 7
с коническим зубчатым колесом 7, которое
сидит вхолостую на конце этого валика. По-
лумуфта 2 скреплена со втулкой колеса 7
винтами, полумуфта 3 сидит на валике 7 на
направляющих шпонках. Детали 2 и 3 имеют
здесь по два скошенных торцевых кулачка а.
Для того чтобы нельзя было изменить ве-
личину Мкпр, установленную заводом-изго-
опираются пружины 4, закреплено на валике 7
в неизменном положении двумя винтами б.
Предохранительная муфта червячной передачи станка для заточки резцов,
изображенная на фиг. 791, сходна с аналогичной муфтой вертикально-сверлиль-
ного станка модели 2135; различие между ними заключается в том, что при пе-
Система предохранительных устройств
717
регрузке, когда червячное колесо останавливается, червяк получает здесь осевое
перемещение, так как кулачная муфта заштифтована на своем валике. В станке 2135
осевое перемещение при перегрузке получает муфта. Устройство по фиг. 791 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.
Кулачная предохранительная муфта реверсирующей передачи механизма подач
продольно-строгального станка, изображенная на фиг. 792, регулируется подвин-
чиванием круглой гайки 7 на резьбовой втулке 2 (через окно 4); при этом изме-
няется давление пружины 3, опирающейся на гайку 7.
Расцепление кулачков в предохранительных устройствах этого рода требует
осевого перемещения одной из деталей, снабженных кулачками. Как показывает
опыт, сопротивление трения между этой деталью и ее направляющей шпонкой
(или шлицами) может быть иногда настолько значительным, что осевого перемеще-
ния не происходит, и муфта не срабатывает (см. стр 463). На фиг. 793, верх-
няя часть которой изображает предохранительную муфту механизма подачи стола
продольно-фрезерного станка отечественного производства, показано, каким обра-
зом этот недостаток может быть устранен (конструкция КБ тракторного цеха
завода).
Муфта должна связывать втулку 3 зубчатого колеса (не изображенного на чер-
теже) с ходовым винтом 7 стола. В прежней конструкции применено обычное реше-
ние: втулка 3 сидит на гладком участке ходового винта 7 вхолостую, кулачная
муфта 2 — на шпонке. С целью устранения указанного недостатка муфты конструк-
ция ее была изменена так, как показано в нижней части фиг. 793: 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 сцеплены пятью большими кулачками с неско-
шенными шлифованными гранями. При перегрузке муфта 4 легко отходит влево,
так как перемещение ее не затрудняется сильным трением на шпонке.
Близки по принципу работы к кулачным плунжерные предохранительные
муфты, которые находят применение в механизмах подач. Типичная конструкция
такой муфты представлена на фиг. 794. Здесь 7—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 (или вообще на ведомом валу) превысит предельный момент
зависящий при прочих одинаковых условиях от давления пружины 5, плунжеры 4
будут отжиматься внутрь корпуса 2 до тех пор, пока крутящий момент не станет
меньше Мкпр.
Плунжерные предохранительные муфты применимы лишь в цепях, передающих
небольшие крутящие моменты.
Шариковая предохранительная муфта карусельного станка отечественной кон-
струкции, изображенная на фиг. 795, 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.
Предохранительные шариковые муфты радиального типа по фиг. 796 (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 более малых шариков, образующих шарикопод-
шипники 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.
В механизмах периодической подачи при помощи собачки и храповика защита
718
Системы управления механизмами
станков
от перегрузки может быть осуществлена автоматическим подъемом собачки или
перекрытием зубьев храповика щитком. В современных станках такие устройства
применяются редко.
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 Р В качестве
примера можно указать на устройство, примененное в восьмишпиндельном полу-
автомате отечественной конструкции для предохранения сверла от черезмерно
Фиг. 794.
большого усилия подачи. Неподвижный шпиндель этого станка опирается чере;
шарик на конец рычага, поворотно укрепленного на оси и удерживаемого or
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.
Фиг. 796.
Фиг. 796.
Это влечет за собой переключение панели гидромеханизма подачи салазок на
обратный ход. Пружины позволяют регулировать величину Р в известных
границах.
Появившиеся еще до войны предохранительные устройства с мерительными
месдозами, непрерывно контролирующими величину определенной составляющей
(или составляющих) усилия резания, выключающие соответствующее движение
или останавливающие станок, распространения не получили. Это объясняется глав-
ным образом сложностью предложенных устройств и чрезмерной для практических
надобностей чувствительностью их.
Р а с че т у с т р о йст в для предохранения станка от пср е гру зо к
Диаметр срезного штифта определяется из соотношений
для односрезных штифтов и
r.il~
(81.1а)
(81.16)
Система предохранительных устройств
719
для двухсрезных штифтов. Здесь Мк— расчетный крутящий момент, при котором
должно происходить перерезание штифта, принимаемый с некоторым запасом
20 —25"/(() против нормального максимума Мк ; аср—предел прочности при
срезе; значения d и R указаны на фиг. 777 (стр. 712).
Если в предыдущие формулы ввести вместо а предел прочности а6 материала
при разрыве и обозначить оср -,sb = k, то для определения диаметра d срезного
штифта получается формула
/~~1Г 1,13 1.80
где а = у = —— для односРезного и а = |/ для Двухсрезного
штифта.
Экспериментальные исследования, произведенные доц., канд. техн. наук
В. К. Тепинкичиевым (Ростовский- на-Дону машиностроительный институт), пока-
зали, что усилие, разрушающее срезной штифт, зависит не только от его диаметра d
и материала (cfc), но и от положения штифта относительно оси вала, от формы
штифта, от радиального зазора между штифтами и отверстием втулочек, а в
небольшой степени — и от зазора между перерезающими плоскостями. Оказалось,
что: 1) величина отношения k колеблется в зависимости от сорта стали, диаметра
штифта и расположения его относительно оси вала в пределах между 0,68 и 0,86,
причем это отношение тем меньше, чем больше диаметр штифта и чем меньше
относительное удлинение материала; 2) штифт с канавкой V-образного профиля
(см. фиг. 780, б) может передавать крутящий момент больший при прочих одина-
ковых условиях, чем гладкий штифт с диаметром, равным диаметру по дну канавки;
3) для штифтов с V-образной канавкой отношение k 0,8 ~ 0,9.
Исследования карусельных станков, выполненные еще в 1931 —1932 гг. инсти-
тутом УкрНИИМАШ на одном из киевских заводов, дали для срезных штифтов
значения й = 0,69-ч-0,8, что не противоречит результатам упомянутых выше более
новых опытов.
Эти же опыты показали, что радиальный зазор между отверстием втулочек
и штифтом не должен превышать 0,15—0,2 мм при <7=2 -г- 5 мм.
При предельных значениях k =0,7 и & = 0,9 коэфициент а в формуле (81.2)
принимает значения а— 1,20 -= 1,35 для односрезных штифтов, а = 0,85 д-0,95 для
двухсрезных штифтов.
Диаметр применяемых в станках срезных штифтов лежит чаще всего в пре-
делах 4—12 мм. Большие значения d встречаются редко.
Расчетный крутящий момент Мкпр 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 запасною или для подрегулировки муфты
не был затруднен.
Пусть предохранительное устройство установлено на валу у кинематической цепи,
в которой находятся защищаемые от перегрузки детали. Кинетическая энергия той
части кинематической цепи, которая должна останавливаться после срабатывания
предохранительного устройства, Еу=^- 6V-а>2, где шу— угловая скорость вала у,
а 6 — момент инерции всех останавливающихся масс, приведенный к оси вала у.
Для того, чтобы остановка происходила быстро, кинетическая энергия Е 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.
720
Системы управления механизмами станков
Если вал у связан с одним из предшествующих по кинематической цепи валом х
какими-лиоо передачами с общим передаточным отношением 1 = ~, то
. Мх-]- (81-3)
где Му и /Их — крутящие моменты соответственно на валах у и х во время работы
станка (при установившемся движении);
т] — общий к. п. д.
Пусть в качестве вала х выбран один из валов кинематической цепи, враща-
ющихся с неизменным числом оборотов, т. е. wv= const. Когда крутящий момент
на валу у принимает в результате перегрузки установленное предельное значе-
ние <ИКЛ0 = const, крутящий момент на валу х достигает величины
Мх max =-у Мк пр -1~ Const I, (81.4)
и при условии z= const, также и Мх max = const. В этом случае моменты Му и Мх
принимают свои предельные значения одновременно, и, следовательно, желаемую
величину Мк пр можно обеспечить, располагая предохранительное устройство на
любом из этих валов. Напротив, если i может иметь различные значения it=
= z1, z2> zs> • • • (коробка подач, сменные колеса), то, как видно из последнего
соотношения, /Ид.гпах ф const, т. е. для ограничения момента Му значением Мкпр
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 устройство не срабатывало во
время пуска станка, что недопустимо для срезных штифтов и шпонок и очень
нежелательно для муфт, необходимо соблюдение условия
Му пуск < А!к пр , (81.5)
где Mv пуск — наибольший крутящий момент на валу у, на котором установлено
предохранительное устройство, в периоды пуска станка. Следовательно, должно
соблюдаться условие
' Мс+ву~^- < МКПР, ' ' / (81.6)
где Мс — момент сил сопротивления в период пуска, а и <ву имеют указанные
выше значения. Если пренебречь величиной момента Мг, который для правильно
сконструированного и собранного станка должен быть незначителен, то последнее
условие примет вид
da>v 0V duiv
или <81.7)
Аналогично если бы предохранительное устройство было расположено на валу х,
то должно было бы соблюдаться условие
В отношении
Ку = О.г # пр .
: Ку ®У Мд-max du>V
можно заменить (см. выше)
<Uv = I' Шд ,
Система предохранительных устройств
721'
т. е. '
d<l>r 1 1 '
? ----г'’ ^-лр — ^-Afxmax • — .......'
и ' ' ' Д' ; ' л ; , ' ' ....
; . . . вж =6.v+ 6j, . г2, . ......... . . , ' . ,
где 6Х — 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,
/<Х
Д+М2 1 Л в; \
0J, ’ 71 Р Tl U + ev.j2 ) •
(81.10)
Отсюда видно, что в зависимости от величин 6Х, 6^,, t и ^отношение Кх'. Ку
может быть и меньше и больше единицы. Следовательно, для соблюдения усло-
вия (81.5) может иногда понадобиться расположить предохранительное устрой-
ство на валу, более удаленном от конечного звена
кинематической цепи, защищаемой от перегрузки.
Срезные шпонки рассчитываются подобно срез-
ным штифтам, фрикционные и кулачные предохра-
нительные муфты — аналогично сцепным муфтам
таких же типов (см. § 54, В). Поскольку в эти
расчеты входят величины коэфициентов трения, ко-
торые могут быть оценены лишь приближенно, кон-
струкция предохранительной муфты должна давать
возможность быстрого регулирования ее в доста-
Фиг. 797.
точно широком диапазоне.
2. Устройства для предохранения от чрезмерных деформа-
ций. Размеры деталей станка, расположение опорных поверхностей и пр. прини-
маются, как правило, такими, чтобы при наиболее неблагоприятном сочетании
усилий, действующих на станок при полном использовании его, деформации оста-
вались в пределах, безопасных для станка и инструмента и не приводили к недо-
пустимому понижению точности обработки. Поэтому надобность в устройстве для
предохранения от черезмерных деформаций может представиться при проектиро-
вании станка сравнительно редко. Пример подобного устройства показан на фиг. 797.
Оно укрепляется на той детали станка, деформации которой желательно контро-
лировать, и в таком месте ее, где ожидаемые деформации будут наибольшими,
например в данном случае — на конце рукава радиально-сверлильного станка, наи-
более удаленном от колонны. Основной частью устройства является коромысло 4
с противовесом 6, опирающееся на призму (нож) 5. Нормально коромысло зани-
мает горизонтальное положение, и укрепленные на его конце контакты 2 не каса-
ются контактов 1 и 3. При черезмерном изгибе детали, на которой укреплен
прибор, коромысло 4 повернется настолько, что контакты 2 коснутся контакта 7
или 3, и через а и b замкнется электрическая цепь выключателя, который и оста-
новит двигатель станка.
В другом устройстве того же назначения коромысло заменено стеклянной труб-
кой с ртутью; при чрезмерной деформации соответствующей части станка ртуть
обнажает один из электрических контактов, обесточивается реле, и т. д.
3. Устройства для предохранения от чрезмерного повыше-
ния температуры. От чрезмерного повышения температуры, которое могло бы
привести к заеданию или задиранию трущихся поверхностей, должны быть пре-
дохранены 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, термометры или
термопары, встроенные возможно близко к тем поверхностям, чрезмерное награ*
46 Ачеркаи Н. С. 565
722
Системы управления механизмами станков
ванне которых не должно быть допущено. При повышении температуры выше
установленного предела изгиб биметаллической пластинки (подобной таким же
пластинкам тепловых защитных реле) разрывает или подъем ртути в термометре
замыкает вспомогательную электрическую цепь, которая через выключатель или
сервомотор останавливает приводной двигатель. В случае применения для указан-
ной цели встроенных термопар термоэлектрический ток должен быть предвари-
тельно усилен.
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 электро-
лампу, 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 дорогосто-
ящего 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 дви-
гатель, 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, нулевые реле) подробно
рассматриваются в курсе «Электрооборудование станков".
• РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
1, Балакшин Б. С., Механизм для переключения скоростей н подач станков при по-
мощи одного рычага, «Станки н инструмент” № 13, 1937.
2. В е р б о в А. Ф., Коровко М. К. и др.. Проблема изучения конструкций станков
с профессионально-гигиенической точки зрения, Госмедиздат, 1935,
3. Градусов Н. М., Управление современными автоматами, «Станки и инструмент*
№ 4/5 и 6, 1946.
4. И р о ш н и к о в А. Н„ О расчете упоров, «Вестник машиностроения* № 4, 1948.
5. Комиссаров В. Н. и Тимофеев И, Я-, Соединительные муфты. Описание
конструкций и их применение, изд. ЭНИМС, ОНТИ НКТП, 1936.
6. Маркин П. В., Электропривод станков с электронным управлением, «Вестник технич.
информации НКСС* № 8, 1945.
7. Методика профгигиенической оценки металлорежущих станков, сб. статей под ред.
3- Э. Григорьева н В. Б. Койранского, изд, Института гигиены труда, 1939.
8. Петров В. И., Типовые схемы электроуправления станками, «Станки и инструмент*
№ 4, 1941.
9. Тепинкичиев В. К., Экспериментальное исследование срезных предохранительных
муфт, .Станки и инструмент' № 10/11, 1946.
10. Шаумян Г. А., Пути малой автоматизации универсальных станков, «Станки и инстру-
мент' № 6, 1941.
11. Ш в а р а б о в и ч А. Ф„ Переводные и пусковые механизмы при электроприводе
с точки зрения техники безопасности, „Станки и инструмент' № 15, 1937.
ГЛАВА XV
СМАЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА И УСТРОЙСТВА ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ
ИНСТРУМЕНТА
§ 82. 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. Ра-
циональным является только такое смазочное устройство, с помощью которого эти
цели достигаются при минимальном расходе смазочных материалов. Это устройство
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 охлаждения этих материалов, контроля правильной
работы всей смазочной системы. Вопросы очистки и регенерации масел, отработав-
ших и спущенных из смазочной системы, рассматриваются в разделе „Эксплоатация
станков “.
Спроектированная смазочная система 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, цепных, 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 паразит-
ных 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 авто-
матов и полуавтоматов, многопозиционных 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 до-
статочной смазки их; поэтому росту быстроходности и мощности металлорежущих
станков, характерному для развития их за последние десятилетия, сопутствует не-
прерывное усовершенствование систем смазки. Оно выражается особенно в стре-
*
724
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
млении к независимости работы этих систем от внимания рабочего или смазчика,
обслуживающего 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.
Несмотря на то, что в области изучения трения и природы смазочного дей-
ствия сделаны за последние годы большие успехи, особенно в Союзе ССР, выбор
наиболее подходящего в каждом случае смазочного вещества, установление наи-
лучшей величины подачи его (т. е. количества смазки, подаваемого в единицу
времени) и необходимой периодичности смазки, а отсюда и наиболее рациональ-
ная конструкция смазочной системы станка, опираются в значительной степени
на данные опыта эксплоатацни. Это объясняется тем, что эффект смазки за-
висит от многих факторов, в том числе и таких, влияние которых на характер
трен я и на смазочное действие выяснено пока еще недостаточно. Поэтому при раз-
работке системы смазочных устройств для проектируемого станка следует преду-
смотреть возможность регулирования подачи смазки к соответствующим поверхно-
стям. Это необходимо еще и потому, что наивыгоднейшее количество смазки
и периодичность ее подачи зависят от относительной скорости и нагрузки смазы-
ваемых поверхностей; следовательно, в принципе подача и периодичность должны
регулироваться в соответствии с режимом работы. Поэтому приспособлениями 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 вб-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 движущих частей станка. Этой же цели
служат различные приборы, включенные в смазочную систему для зрительного
(визуального) или автоматического контроля исправности ее действия, а также —
достаточности подачи смазки по крайней мере к важнейшим трущимся поверх-
ностям (опоры шпинделей и направляющие).
Относительная скорость движения трущихся поверхностей, удельное давление,
зазор между ними, следовательно, и толщина масляной пленки, и наибольшая до-
пускаемая 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 при-
менять также и различные смазочные материалы, физико-химические свойства ко-
торых лучше всего отвечают требуемому режиму работы каждой пары трущихся
поверхностей. Важнейшее из этих свойств — вязкость; очень существенное значе-
ние имеют также маслянистость и длительная химическая и термическая устойчи-
вость смазки в условиях эксплоатации; поэтому некоторые зарубежные станко-
строительные фирмы рекомендуют применять для изготовляемых ими станков до
пяти-шести различных сортов смазки. Однако это сильно осложняет уход за
станком и конструкцию автоматической смазочной системы. Иногда, напротив, для
всех смазываемых мест станка в инструкциях указывается один и тот же сорт масла;
хотя такая практика сильно упрощает конструкцию смазочной системы и облегчает
уход за станком, также и ее нельзя признать правильной, как это непосредственно
следует из основных положений гидродинамической теории смазки. Если принять
во внимание специфические различия в условиях работы, например, шпиндельных
подшипников, направляющих супорта или многошпиндельного блока и т. д., с од-
ной стороны, и большие практические трудности применения в одном и том же
станке многих сортов масла и консистентной мази—с другой, то становится оче-
Требования к смазочным устройствам станков 725
видной необходимость ограничиваться двумя или тремя сортами масла и одним
сортом консистентной 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 эксплоатации станков.
Для смазки металлорежущих станков применяют минеральные масла вязкостью
в пределах от 1,3 до 8,5° Е60, чистые или иногда с примесью коллоидального гра-
фита (особенно для смазки направляющих скольжения в период приработки),
причем чаще всего масла средней вязкости—от 3 до 4,5° Еб0. Зубчатые передачи
быстроходные смазываются машинным Л (вязкость 4—4,5° Еб0) или веретен-
ным 3 (2,8—3,2° Е50) маслом, а тихоходные сильно нагруженные зубчатые и чер-
вячные передачи — более вязкими маслами, например машинным С (5,5—6,5° Е60)
или Т (7,5 — 8,5° Е60). Сменные зубчатые колеса должны смазываться иногда кон-
систентной мазью потому, что смазка их под давлением, разбрызгиванием и т. д.
невозможна или затрудняется недостаточно плотным кожухом. Для цепных пере-
дач рекомендуется, в зависимости от скорости цепи, смазка вязкостью примерно от
5 до 10° Е60.
Направляющие смазываются минеральным маслом вязкостью от 3,5—4,5° (тур-
бинное С, машинное Л) до 7,5—8,5°Е50 (машинное Т), в зависимости от среднего
удельного давления.
Наибольшим разнообразием отличаются смазочные материалы для подшипников
скольжения и качения; решающими факторами здесь являются величина зазора,
скорость вращения и удельное давление в опоре. Поэтому, например, подшипники
быстроходных шлифовальных шпинделей, делающих 10 000—15 000 об/мин, должны
смазываться велоситом или вазелиновым маслом, вязкость которых составляет 1,3—
1,4 —1,7° Е50, подшипники скольжения в опорах шпинделей станков средних раз-
меров— маслом средней гязкости типа машинного Л, а подшипники тихоходных
тяжело нагруженных валов — машинным Т или даже еще более вязким маслом.
Для смазки подшипников качения применяются как масла вязкостью от 1,3 —1,4°
(велосит) до 7,5—8,5° Е,о (машинное Т), так и консистентные смазки (см. ГОСТ
1631-42), причем последние пригодны при числах оборотов примерно до 3000
в минуту. Сорт смазочного материала нужно выбирать в зависимости от типа, серии
и размера подшипника качения, от допускаемой рабочей температуры и числа обо-
ротов в минуту по имеющимся для этого таблицам; чаще других для смазки этих
подшипников применяют масла машинное Л, С и Т, веретенное 2 и 3, турбинное Л
и консистентные мази типа консталина Л. Испытания, произведенные в одном из
отечественных институтов, показали, что при смазке лучшими сортами консистентной
мази подшипники качения могут работать на таких же числах оборотов, как и при
жидкой смазке. Это подтверждается и опытом эксплоатации внутришлифовальных
шпинделей, которые успешно работают в обычных цеховых условиях при 60 000—
90 000 об/мин и смазке шарикоподшипников мазью.
Подшипники качения с сепараторами из графитированной бронзы, пропитанной
маслом, могут обходиться без смазки в течение долгого времени.
Масла растительные и животные для смазки станков не применяются ни в чи-
стом виде ни в виде добавок к минеральным маслам. Это обусловлено не только
их дороговизной, но и свойством их легко окисляться, загустевать и забивать
маслопроводы и масляные каналы. Кроме того, многие из этих масел способствуют
коррозии стали и поэтому совершенно непригодны для смазки чистых поверхно-
стей, обработанных примерно по 7-му или более высокому классу чистоты по
ГОСТ 2789-45.
В некоторых случаях возможна смазка как жидким маслом, так и консистент-
ной мазью. Решение в пользу того или другого смазочного вещества должно быть
принято при проектировании соответствующего узла станка, так как от этого за-
висит конструкция смазочного устройства. Принимая в подобных случаях решение,
следует иметь в виду, что масло нужно постоянно возобновлять (за исключением
7 26 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
смазки посредством очень хорошо уплотненной масляной ванны), тогда как конси-
стентная мазь требует пополнения или замены всего лишь один или два раза в год.
Если требования очень высокой точности вращения шпинделя заставляют де-
лать зазоры в его подшипниках скольжения чрезвычайно малыми, порядка 1—3 л/к,
как это бывает, например, в опорах шпинделей некоторых шлифовальных станков,
то необходима смазка очень низкой вязкости. В подобных случаях пользуются по-
этому смесью легкого минерального масла с керосином либо чистым керосином
(подшипники резьбошлифовальных станков отечественного производства). Как пока-
зал опыт эксплоатации этих станков, смазка керосином способствует также увеличе-
нию долговечности опор шпинделя.
Масла с добавками коллоидального графита используются главным образом
для смазки игольчатых подшипников, иногда — высокоточных ходовых винтов (на-
пример, в координатно-расточных станках).
При конструировании быстроходных станков необходимо предусмотреть меры
для сохранения температуры ответственных трущихся поверхностей, в первую
очередь подшипников шпинделей, на достаточно низком уровне. Это достигается
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
температуру подшипников па постоянном уровне, вентиляторы у опор и т. д.);
охлаждением циркулирующего масла. Для примера на фиг. 798 показана расточная
головка станка модели Л-3 отечественной конструкции. Масло, нагнетаемое на-
сосом, подается к подшипникам шпинделя и отводится от них по трубкам 2 и 3.
Между корпусе?»: 5 головки и гильзой б с подшипниками циркулирует охлаждаю-
щая 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 скоростях масло вспенивается и сильно нагревается, иногда до
температуры, разрушающей смазку. С такими числами оборотов вращаются, напри-
мер, внутришлифова.тьные шпиндели для самых малых отверстий. Если шпиндель
такого станка приводится пневматической турбинкой, то его подшипники можно
смазывать парами масла. Для этого воздух, питающий турбинку, пропускается че-
рез пропитанную маслом войлочную набивку или фитиль, захватывает при этом
мельчайшие частицы масла, проходит через подшипники 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 внутришлифовальных шпинделей.
Смазочная система станка, как и других машин, должна обеспечивать непре-
рывную или периодическую—соответственно надобности—-подачу к трущимся поверх-
ностям смазочного материала в количестве, достаточной для того, чтобы между
Требования к смазочным, устройствам станков
727
этими поверхностями сохранялась по возможности непрерывная пленка смазки и
чтобы температура этих поверхностей не превышала установленного заранее зна-
чения. При этом расход смазочных материалов должен быть возможно малым.
Отсюда вытекает ряд требований, которым должна удовлетворять система
смазки станка:
1. Надежность работы всех частей смазочной системы — насосов, масленок,
фильтров, маслопровода, распределительных 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 или мази в избытке не только ведет
к излишнему расходу их и увеличению эксплоатационных расходов, но нередко
ухудшает условия работы смазываемых деталей; это относится в особенности
к подшипникам качения.
3. Надежность работы устройств, блокирующих смазочные насосы или приборы
с двигателями станка или с его механизмами.
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 выдавливанию масляной 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 типич-
ных смазочных устройств и приборов.
§ 83. 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) небходимой величины подачи
смазочного материала (cms]muh, 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) не-
обходимого давления смазки, которое определяется давлением между соответству-
ющими трущимися поверхностями и поэтому в отдельных случаях может достигать
нескольких десяшов апш\ 3) родом смазочного материала (масло или консистент-
ная 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 про-
изводить периодически и притом не чаще 2—3 раз в смену, в применении авто-
матических устройств необходимости нет, и здесь обычно довольствуются ручной
смазкой. Если же смазку требуется производить чаще, например каждый час, то
в таких случаях целесообразнее применять смазочные устройства автоматического
действия, с периодической подачей соответствующих порций масла, так как слиш-
ком частая смазка вручную затрудняет обслуживание станка и утомляет рабочего.
728
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Смазка может быть: 1) индивидуальной, когда каждая смазываемая точка ма-
шины обслуживается отдельной масленкой или насосом простейшей конструкции;
2) групповой, когда один прибор, например групповая или многоточечная масленка,
групповый 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 чтобы смазка могла проникнуть в зазор между трущимися поверхно-
стями, 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 кг!см2г— 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, откры-
тых направляющих, подвижных шлицевых соединений, фрикционных муфт и пр.)
или поступает в картер, коробку, масляную ванну и т. д., давление масла на выходе
должно быть равно атмосферному либо лишь немного превышать его, если масло
подается снизу. Превышение давления масла над атмосферным на десятые доли кг^см'2
применяют иногда и для смазки открытых поверхностей, например 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 отношении
конструкции. Так как, кроме того, в одном и том же станке нередко комбини-
руются смазочные устройства автоматические и ручные, индивидуальные и груп-
повые, подающие масло под давлением и без такового, притом в самых разнооб-
разных сочетаниях, то классификация смазочных систем, используемых в станках,
затруднительна. Ниже рассматриваются главным образом те конструкции смазоч-
ных 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 через соответственно расположенные от-
верстия. Если смазка долж-
на производиться редко, эти
отверстия могут быть за-
крыты для защиты от гря-
зи, пыли и пр. винтами, в
остальных случаях они снаб-
жаются масленками. Нор-
мальные конструкции по-
следних показаны на фиг. 799
(масленка с шариком, нор-
маль станкостроения С71-1)
и фиг. 800 (масленка с пово-
ротной крышкой, нормаль
С72-1).
Распространены также простые и дешевые масленки с откидной крышкой или
с вытяжной крышкой. Масленки без резьбы должны сидеть в своих гнездах на-
столько плотно, чтобы с течением времени они не расшатывались (посадка Пр13).
„Общие технические условия на изготовление и приемку металлорежущих стан-
ков* 1946 г. разрешают смазочные отверстия без масленок, ставя лишь условие,
чтобы такие отверстия были отмечены на станке красным цветом. Следует все же
избегать пользоваться этим разрешением, так как в открытые смазочные отверстия
проникают пыль, грязь, мелкие стружки и т. п.
Смазочные устройства и системы смазка
729
Чем больше на станке отверстий под ручную заливку масла или консистентной
смазки, тем больше опасность того, что рабочий, обслуживающий станок, или смазчик
будут пропускать по крайней мере некоторые из этих отверстий. Чтобы сделать
эти места болеее заметными, крышки масленок изготовляют из блестящего или
окрашенного металла либо окрашивают поверхность вокруг масленки; полирован-
ные шарики масленок по фиг. 799 и подобные им особенно хороши в этом
отношении. Иногда с той же целью располагают по несколько масленок в одном
Фиг. 801.
коллекторе, из которого масло разводится по трубкам к соответствующим смазы-
ваемым поверхностям (см., например, фиг. 801, коллектор для трех масленок под
шприц).
Если для ручной смазки различных мест станка должны применяться разные
сорта смазочных материалов, то, чтобы предупредить ошибки и упростить уход
за станком, рекомендуется прибегать к каким-либо простым и дешевым средствам,
„мнемонизирующим“ процесс смазки. Для этого мож-
но, например, изготовлять шарики и крышки ма-
сленок из различно окрашенных металлов либо
ставить под масленки шайбы с надписями, указываю-
щими сорт и периодичность смазки, или с раз-
Фиг. 803.
Фиг. 802.
личными символами, цвет которых указывает сорт смазочного материала, а
форма — необходимую частоту смазывания. Для консистентных мазей применяют
иногда обычные тавотницы; для станкостроения нормализованы (нормаль С77-1)
три размера таких масленок, емкостью 12, 25 и 50 с.и8. Общеизвестные недостатки
тавотник не позволяют рекомендовать их для вновь проектируемых станков;
вместо них лучше ставить масленки под шприц для консистентной мази.
С целью сделать смазку ответственных трущихся поверхностей более надеж-
ной, чем это возможно при смазке с помощью показанных выше масленок, станки
некоторых современных моделей снабжены небольшими поршеньковыми(плунжерными'1
730
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
насосами, встроенными в соответствующие узлы. Каждый такой н '.соспк периоди-
чески приводится вручную посредством рукоятки, расположенной в удобном месте
станка. На фиг. 802 показано устройство, примененное для смазки направляющих
супорта револьверного станка. Плита 5 привернута винтами 9 к платику на торце
салазок револьверного супорта. Рукоятка 6 заштифтована на валике 7, эксцентрич-
ная цапфа 4 которого входит в паз головки поршенька 3. При покачивании руко-
ятки б поршенек засасывает масло через шариковый клапан 8 и подает его через
такой же клапан 2, нагруженный пружиной, в отвод 7 и далее по трубкам к про-
дольным и поперечным направляющим супорта. Перед пуском станка сообщают
поршеньку насоса 5, 10 или 20 ходов — в зависимости от размеров направляющих
и длины хода супорта.
В других конструкциях ручных смазрчных насосов поршенек непосредственно
соединен или составляет одно целое со штоком, конец которого выведен наружу
и снабжен головкой, шариком и т. п.
На фиг. 803 изображен одноточечный смазочный прибор, (насос) ручного дей-
ствия с мгновенным вжатием плунжера 2 при помощи кнопки 7 (плунжер возвра-
Фиг. 805.
щается в исходное положение пружиной 3), на фиг. 804 — такой же насос с по-
степенным вжатием плунжера (проекты ГОСТ, разработанные ЭНИМС). Прибор
первого тина предназначается для подкачки масла к ответственным подшипникам
скольжения до пуска машины, смазочный прибор второго типа может быть исполь-
зован для подачи жидкой смазки как перед пуском, так и во время работы станка.
Как видно из фигур, оба смазочных прибора снабжены внутренним сетчатым филь-
тром и невозвратным шариковым клапаном.
Иногда представляется более удобным смазывать ряд точек посредством одного
общего ручного насоса, как схематически показано на фиг. 805. Насос засасывает
масло из резервуарам и подает его к смазываемым точкам 7—8 через распредели-
тели Ь; каждый из них снабжен несколькими ниппелями для присоединения масло-
проводных трубок и таким же количеством дозирующих клапанов. Благодаря
этому подачу масла к каждой смазываемой точке можно регулировать индивиду-
ально (в пределах примерно от 0,2 до 3 см3 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 — сравнитель-
ная простота всего устройства и упрощение ухода за станком. Замена ими отдель-
ных смазочных насосиков ограничивается, однако, тем, что все точки, объединен-
ные в одну группу, смазываются с одинаковой периодичностью и одним сортом
масла.
Смазочные устройства и системы смазки
731
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-
Фиг. 806.
Фиг. 807.
живающего 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 по-
дачи смазки влечет за собой длительный про-
стой станка, сложный ремонт и пр.
Простейшими из приборов для автоматиче-
ской индивидуальной смазки, применяемых в
станках, являются масленки фитильные и ка-
пельные, каждая из которых может обслужи-
вать одну-две точки (см., например, фиг. 458).
Для станкостроения нормализованы две
конструкции фитильных масленок емкостью 12,
25 и 50 см'3 (фиг. 806, а, нормаль С74-2, ма-
сленка с алюминиевым корпусом и стеклянной
трубкой, и фиг. 806, б, нормаль С74-1, масленка
с корпусом из прозрачной пластмассы) и одна конструкция капельной масленки, емко-
стью 25, 50 и 100 см3 (фиг. 807, нормаль С73-1). Фитильные масленки проще
и дешевле, однако они имеют существенные недостатки: регулирование подачи
масла неудобно, так как для этого нужно изменять число ниток в фитиле; с тече-
нием времени подача масла падает вследствие загрязнения 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 исследо-
вание, произведенное доц., канд. техн, наук В. В. Ермаковым [3]. Не исключена,
наконец, опасность затягивания фитиля между трущимися поверхностями, что
может повлечь за собой их повреждение. Несмотря на все эти эксплоатационные
недостатки, фитильные масленки все еще находят применение в станках (как
и в других машинах), что объясняется их низкой стоимостью, простотой изгото-
вления и ухода.
732
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Значительно лучше фитильных капельные масленки. Как это ясно из фиг. 807,
здесь легко регулировать подачу масла (число капель, падающих в 1 мин.), наблю-
дать за исправным действием масленки через прозрачный глазок иди быстро выклю-
чить подачу масла, если это нужно. Сетка из антикоррозийной металлической
ткани фильтрует масло и предохраняет от засорения выходное отверстие нижней
крышки. Несколько более высокая стоимость капельных масленок по сравнению
Фиг. 808.
с фитильными вполне оправдывается их преимуществами. На фиг. 808 показано,
каким образом масло, поступающее из капельной масленки, можно отвести па
сравнительно большое расстояние от нее: в изображенной на фигуре внутришли-
фовальной головке смазка передней опоры обеспечивается винтовой канавкой а,
проточенной на шпинделе; к заднему
подшипнику масло поступает самотеком,
проходя через зазор между шпинделем
и его гильзой.
Из-за указанных недостатков фитиль-
ных и капельных масленок они находят
в новых моделях станков все более ограни-
ченное применение. Они вообще не могут
Фиг. 809.
Фиг. 810.
быть установлены на таких частях станка, которые поворачиваются при его наладке
или во время работы на более или менее значительный угол, доходящий иногда
до 180°; в подобных случаях удобны масленки, подобные по форме чернильни-
цам-„невыливайкам" (применены, например, в одном из станков, выпущенных
станкозаводом имени Ленина).
Кольцевая смазка подшипников имеет в современных станках малое применение
и поэтому здесь не рассматривается.
Для смазки червячных передач с колесом, расположенным в вертикальной
Смазочные устройства и системы смазки
733
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 также и при верхнем или боковом расположении
червяка масляная ванна дает
достаточно хороший эф-
фект, если глубина погру-
жения червячного колеса в
масло не меньше примерно
двух- или трехкратной высо-
ты зубьев. При расположе-
нии червячного колеса в
горизонтальной плоскости
смазку можно обеспечить
так, как пояснено на схемах
по фиг. 809 и 810 (кон-
струкция, применяемая в не-
которых зуборезных стан-
ках).
Для групповой смазки
возможно прежде всего объ-
единение нескольких фи-
тильных или капельных ма-
сленок в одном корпусе с
некоторым числом отводов
(см., например, фиг. 811, нормаль станкостроения С84-1, масленка групповая ка-
пельная регулируемая).
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 приме-
няется в станках система смазки разбрыз-
гиванием (картерная), которая по существу
представляет собой масляную ванну для
группы деталей, принадлежащих к одному
узлу станка. В корпус соответствующего
узла—коробки скоростей, коробки подач,
редуктора, фрезерной и сверлильной головки
либо другого механизма, в состав которого
входят зубчатые колеса,—заливают масло
до определенного уровня (фиг. 812). Во
время работы станка масло захватывается
зубьями колес, разбрызгивается во все сто-
Фиг. 812. роны, попадает в специально сделанные ка-
налы и по этим каналам и трубкам разводится
к смазываемым поверхностям. Частично масло попадает в зазоры между поверх-
ностями 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. Заменят:-
масло, налитое в коробку и т. д., приходится сравнительно редко, один раз
в 3—6 ме.с., следовательно, уход сводится к минимуму. Однако успешно эта система
работает лишь при соблюдении определенных условий. Окружная скорость колес,
разбрызгивающих масло, не должна быть ни слишком малой, ни слишком боль-
шой; наиболее подходящим считается диапазон скоростей примерно от 0,8 до
734
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
6 м.с.к. Опыт показывает, что при более высоких окружных скоростях в заце-
пление попадает иногда слишком много масла, и это вызывает повышенный нагрев
зубчатых колес. При больших скоростях наблюдается также нагревание и вспени-
вание налитого в картер масла и обусловленное этим усиленное окисление его,
разложение и по крайней мере частичная утрата смазывающих свойств. С другой
стороны, известны также из практики отдельные случаи, когда смазка разбрызги-
ванием дает очень хороший эффект при скоростях порядка 20 м,сек\ повидимому,
большую роль играет в этом отношении вязкость и маслянистость применяемого
масла.
Иногда для лучшего распыления масла на вал насаживают специальное лопаст-
ное колесо, что позволяет держать масло на очень низком уровне.
В отдельных моделях станков такое лопастное колесо применяется для смазки
опор быстро вращающихся валов; при этом имеется в виду использовать центро-
бежный эффект для забрызгивания в требуемое место масла, забираемого колесом
из близко расположенного резервуара. Надежность такой системы смазки зависит
в наибольшей степени от формы лопастей колеса 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 распыливает масло, создавая внутри коробки скоростей и т. п.
масляный туман.
Для того, чтобы надежнее гарантировать попадание масла на трущиеся поверх-
ности, внутри корпуса ставят иногда стенки-отражатели (экраны), козырьки, масло-
сборники в виде разрезанной по диаметру трубки или лотка и т. д. Если обра-
зование масляного тумана внутри всей коробки обеспечено, необходимости в
этом нет.
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 не будет просачивания масла наружу. Это целесообразно и с точки зрения
уменьшения количества масла, заливаемого в корпус; с этой же целью корпусу
придают иногда такую форму, при которой объем заливаемого в него масла
возможно 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 торцев коробки и крышки,
иногда также уплотняющими прокладками (фиг. 812).
При применении смазки разбрызгиванием приходится мириться с тем, что все
детали узла — подшипники, зуб >атые 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. 813, 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 маслопроводным трубкам 4 масло непрерывно
поступает под действием силы тяжести ко всем подшипникам, зубчатым колесам
и другим деталям бабки. Каждая трубка снабжена июльчатым регулятором подачи 7,
который позволяет также наблюдать за исправным действием соответствующего
маслопровода. По трубе 2 масло возвращается из бабки в резервуар 3. Такое
же устройство применено в этом станке для смазки правой бабки. Станок не
имеет ни одной фитильной, капельной и тому подобной масленки, что является
положительной особенностью данной смазочной системы.
Смазочные устройства и системы смазки
735
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 давле-
нием к трущимся поверхностям непрерывно или периодически, дозированными
порциями. Давление нагнетаемого масла может варьировать в очень широких
пределах — от сотых долей до многих десятков аши; количество масла, подавае-
мого к каждой смазываемой точке, можно при надобности регулировать независимо
от подачи масла к другим трущимся поверхностям. Блокировка смазочных
систем с подачей масла насосами
и автоматический контроль их
работы не представляют никаких
затруднений и могут быть осу-
ществлены различными способами
(см. стр. 758). Возможность цен-
трализации смазки, высокая на-
дежность работы таких смазоч-
ных систем, полная автоматич-
ность их действия, если не счи-
тать чистки фильтров и периоди-
ческой замены масла или его
пополнения, и возможность подо-
брать насосы для любых подач
и давлений явились причинами
широкого применения этих систем
смазки в современных станках са-
мого различного назначения, осо-
бенно в станках, работающих по
автоматическому или полуавтома-
тическому циклу. Естественно, что
общая стоимость устройств, из
которых состоят такие смазочные
системы, нередко довольно вы-
сока; поэтому они используются
Фиг. 813.
большей частью для обслуживания лишь ответственных трущихся поверхностей, тогда
как для остальных поверхностей довольствуются смазкой разбрызгиванием, посред-
ством масляных ванн и ручных масленок. Практика показывает, что нередко даже
при высокой стоимости системы централизованной смазки
быстро окупаются экономией, достигаемой сокращением
материалы и на обслуживание.
первоначальные затраты
расходов на смазочные
Конструктивные варианты систем централизованной
очень разнообразны, так как зависят от многих факторов,
принудительной смазки
в том числе от копструк-
ции 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 целесообраз-
ной в эксплоатацисшном и технологическом отношениях, например, если проектируе-
мый станок — агрегатной конструкции и состоит из ряда нормализованных узлов.
В подобном случае снабжение каждого узла своей независимой системой смазки
нередко окажется наиболее выгодным. Если для смазки станка нужно применять
несколько сортов масла, система, питаемая одним насосом, вообще невозможна.
Влияют на выбор конструкции системы централизованной принудительной смазки
и такие факторы, как размеры станка, требуемые величины подачи и давления
масла, периодичность смазки различных трущихся поверхностей. Приведенные
ниже примеры имеют целью лишь иллюстрировать возможности приспособления
736
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
таких смазочных систем к специфическим условиям работы станка путем различ-
ного комбинирования их элементов, а также показать некоторые типичные реше-
теперь можно при надобности централизовать
обслуживание смазкой до 400 точек с по-
дачей от одной до пяти капель через про-
межутки времени от 3 сек. до 15 мин;
этого достаточно почти для всех современ-
ных станков. Подобные системы смазки мо-
гут быть развиты практически неограниченно
в отношении количества обслуживаемых то-
чек, подачи и периодичности.
Простейшая система циркуляционной
смазки одного узла от насоса, содержащая
практический минимум необходимых элемен-
тов, показана на фиг. 814, изображающей
устройство смазки передней бабки токар-
ного станка. Насос 5, который приводится
в действие от отдельного электродвигателя,
сблокированного с главным двигателем стан-
ка, засасывает масло из резервуара 7 в ста-
нине через сетку 3 и трубу 4 и нагнетает
его по трубе 6 в распределитель 7, имеющий
здесь форму трубы с рядом отверстий. Эти отверстия размещены так, что масло,
вытекающее из них под нек<
распределителем 7 зубчатые
колеса, а с них стекает на
колеса и валы, находящиеся
еще ниже.
До тех пор пока масло по-
ступает в распределитель,
струйка его бьет из отвода 8
в глазок (смотровое окно) 9
из прозрачной пластмассы; пре-
кращение струйки указывает
на неполадку в смазочной си-
стеме. Кран 2 служит для
спуска масла из резервуара.
Достоинство этой смазоч-
ной системы—ее простота, а
существенные недостатки—от-
сутствие надежного фильтра
(для хорошей очистки циркули-
рующего масла одной лишь
сетки недостаточно) и устрой-
, ства для автоматической сиг-
нализации в случае нарушения
работы системы.
Более совершенная систе-
ма циркуляционной смазки
от насоса изображена на
фиг. 815. Также и здесь она обслуживает лишь один узел — коробку скоростей
станка. Направление потока масла показано на фигуре стрелками. Масло, засасы-
ваемое насосом 7 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.
Смазочные устройства и системы смазки
737
с задней стороны ее. Иногда почти все элементы смазочной системы встраиваются
внутрь корпуса соответствующего узла, что имеет свои положительные и свои отрица-
тельные стороны.
Такими же групповыми смазочными системами могут быть снабжены и другие
узлы станка. Иногда их имеют лишь один, или два основных узла его, остальные
смазываемые точки обслуживаются вручную или более простыми автоматическими
устройствами. Типична в этом отношении схема смазки токарно-винторезного
станка, представленная на фиг. 816. Насос 22, установленный на масляном резерву-
аре /7 в передней ножке станка, обслуживает здесь только переднюю бабку.
Масло <с добавкой 25°;0 керосина), нагнетаемое 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 шарикоподшип-
ники в опорах валов бабки. Для наблюдения за исправной работой системы
Фиг. 816.
служат прозрачные глазки За и 36. Из корпуса бабки масло стекает по трубе 8
через фильтр 19 и трубу 18 в масляный резервуар 77, снабженный отверстием 15
для заливки масла и маслоуказателем 16.
Через окошко 20 можно проверять работу фильтра /9: если он загрязнен,
масло перетекает через его верхний край. Чтобы фильтр можно было вынуть
и очистить, имеется съемная крышка 21.
Зубчатые передачи коробки иодач смазываются разбрызгиванием. Масло зали-
вается в эту' коробку через отверстие, закрываемой крышкой 6, спускается из нее
через отверстие с пробкой 1. Уровень масла контролируется по маслоуказателю 2.
Фартук супорта имеет для заливки масла отверстие 10, для спуска его и для
чистки фильтра, встроенного в фартук,—отверстие 12, а также малоуказатель 7 /
для наблюдения за уровнем масла в фартуке. Механизмы фартука смазываются
ручным насосиком, который снабжен кнопкой 74; действуя ею, нагнетают масло
до тех пор, пока не появятся капли в прозрачном окошке 13.
Остальные трущиеся поверхности данного станка — направляющие, детали
супорта и задней бабки — смазываются вручную, через отверстия, показанные на
схеме.
Типичная система устройства смазки станка изображена на фиг. 817, предоа-
вляющей систему смазки универсального зубофрезерного станка модели 5Б32.
Смазка основных узлов станка здесь—централизованная, под давлением от плун-
жерного насоса, помещенного внутри коробки привода. Насос засасывает масло
из резервуара через фильтр и подает его в центральный распределитель, откуда
масло уходит в групповые распределители и далее к смазываемым точкам. Опоры
стола смазываются из бачка, установленного на каретке; для регулирования подачи
масла служат винты, имеющиеся в бачке. Направляющие станины смазываются
4/ Лчеркаи Н. С. 565
738
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Заливать один раз в смену
машинным маслом марки» ?"
Смазочные устройства и системы смазки
739
вручную поливкой из масленки, направляющие каретки супорта — при помощи
четырех масленок на верху каретки.
На фиг. 818 представлена схема смазки коробки подач револьверного станка
or насоса, обслуживающего только эту коробку. Засасывая масло из нижнего
резервуара отстойника, снабженного отверстием 5 для заливки и спускными отвер-
стиями 7, через фильтр 2, насос 3 поднимает масло в верхний резервуар. Из
него масло поступает в опоры всех валиков коробки, как показано на схеме,
через отверстия 4 стекает на зуб-
чатые колеса и далее обратно в
нижний резервуар.
Такими же независимыми систе-
мами циркуляционной смазки от
индивидуальных насосов снабжены
коробки скоростей, револьверный
супорт и поперечный супорт этого
станка. Для сборки такая разбивка
смазочной системы на отдельные
группы представляет понятные удоб-
ства.
Противоположная тенденция —
в сторону сосредоточения в одном
общем насосе питания маслом всех
смазываемых точек станка — выра-
жается в современных станках в
различной степени. В одних маши-
нах она приводит к сильно развет-
вленной системе, состоящей из слож-
ного маслопровода с распределите-
лями, фильтрами, дозирующими кла-
панами, смазочными приборами, кон-
трольной аппаратурой и пр., в дру-
гих маслопровод разветвлен сравни-
тельно слабо, конструкция системы
смазки от насоса получается про-
стой, но при этом ряд смазывае-
мых точек не охватывается этой
системой.
Пример относительно простой
системы централизованной смазки
от насоса приведен на фиг. 819,
схематически изображающей устрой-
ство смазки четырех- и шестишпин-
дельных прутковых токарных авто-
матов. Как видно из этой схемы,
система смазки обслуживает узлы станка, расположенные на его противополож-
ных концах. Шестеренчатый насос б, который приводится от постоянно вращаю-
щегося валика посредством цепной передачи 2—~ 3 — 4, забирает масло через
сетку 1 из резервуара, расположенного в нижней части станины, и через пла-
стинчатый фильтр 7 подает его в распределители 5 и 9. По трубкам, ответвляю-
щимся от распределителей, масло разводится к подлежащим смазке поверхностям.
Давление в смазочной системе устанавливается с помощью клапана 8. Простота
устройства очевидна из схемы.
Более разветвленная схема смазки многошпиндельных токарных автоматов
модели 1261 представлена на фиг. 820.
Насос 3 через фильтр 2 засасывает масло из резервуара 7, снабженного
трубчатым маслоуказателем 5 и перепускным патрубком 4, и нагнетает его по
740 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
чает двигатель станка, если давление масл;
трубе 7а в распределитель 10 и по трубе 76 в реле давления б, которое выклю-
в системе упадет ниже 0,8 ати', рабо-
чее давление постоянно указывается
манометром 9
Из распределителя 10 масло раз-
водится рядом трубок к подшип-
никам 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 !4 —
к шпиндельному блоку, по трубам 156
и 16 — к распределительному налу,
делительному мальтийскому меха-
низму, супортам и пр.
Рабочее давление масла в систе-
ме устанавливается при помощи ре-
гулирующего клапана 6; перепуск-
ной клапан 11, от которого труба 12
ведет обратно в масляный резер-
вуар, позволяет регулировать поток
масла, поступающего через распре-
делитель 10 в маслопроводы станка.
Типичным для многих станков
является также решение, приня-
тое в многошпиндельных токарных автоматах моделей 123, 126 и подоб-
ных им.
Схема смазки этих станков представлена на фиг. 821. Наряду с централизо-
ванной принудительной смазкой с питанием от шестеренчатого насоса и от сма-
Фит. S21.
зочного прибора здесь применена и ручная смазка менее ответственных деталей,
опор тихоходных валов и т. п. консистентной мазью с помощью шприца (тавот-
пресс). Подшипники распределительного вала, центрального вала, рычага механизма
подачи материала, инструментального шпинделя и некоторые другие ответственные
подшипники, в которых давление наибольшее, получают масло под необходимым
Смамчные устройства и системы сяааки
741
давлением от 12-ючечного смазочного прибора, показанного в нижней части
схемы. Для смазки трущихся поверхностей, на кот орых удельное давление меньше,
а именно фрикциона, червячных передач, подшипников шпиндельного блока и ко-
робки передач, предусмотрена циркуляционная смазка от насоса, который подает
масло либо по трубкам непосредственно к соотвегавующим точкам, либо в отдель-
ные резервуары, расположенные внутри станка; ид них масло стекает на поверх-
ности, коюрые должны смазываться. По дополни тельным маслопроводам отрабо-
тавшее масло возвращается самотеком в маслосборник.
При условии хорошей пригонки и уплотнения всех стыков, и.; которых масло
moi.то бы просачиваться наружу, его утечки из системы могут быть сведены
к пренебрежимо мало!'! величине. Циркуляционные смазочные системы, аналогичные
по принципу действия только что опи-
санной, легко приспособляются к са-
мым разнородным условиям работы ме-
ханизма садика и позволяют комбини-
рован. различные виды смазки при
использовании лишь одного смазочного
насоса. Эги достоинства объясняют
большое распространение их в стан-
ках, н.смотря на то, что в отноше-
нии удобства сборки они уступают
системам независимой узловой смазки.
Пример применения такой систем!.!
(в круглошлифовальном станке) при-
веден на схеме смазки но фиг. 822.
Насос /-/ забирает масло из резер-
вуара 2 через приемный фильтр 15 к
трубу 16 и через, фильтр 72 подает
его по пока..анным на схеме разветвле-
ниям к подшипникам 6 шлифоваль-
ною шпинделя, осциллирующему
устройству этою шпинделя 7, подпят-
нику .Q винта поперечной подачи,
механизму быстрых перемещений шлифовальных салазок 10, к гайке 8 попереч-
ной подачи, направляющим 5 шлифовальной бабки, направляющим 4 стола, к меха-
низму .7 рабочей подачи стола, механизму / поперечной подачи шлифовальной
бабки. Выключатель 7/ останавливает главный двигатель станка при падении масла
в системе ниже установленной нормы. Клапан /.>—переливной. Как видно из
схемы, некоторые трущиеся поверхности смазываются здесь под давлением, на
другие масло поступает самотеком. Вполне возможно также комбинирование этих
двух способов смазки — под давлением и гравитационной — со смазкой некоторых
механизмов разбрызтиваннем.
Система циркуляционной смазки под давлением требует прежде всего хорошей
очистки циркулирующего масла, для чего необходимы эффективные и легко очи-
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 те-
плоты трения, которая в отдельных случаях может быть очень значительной.
В особенности это относится к подшипникам скольжения с малыми зазорами в них
при больших скоростях шпинделя, следовательно, к опорам главных шпинделей
станков для точной обработки. Циркулирующее масло успевает в большинстве
случаев охладиться в резервуаре или отстойнике если размеры их выбраны доста-
точно большими (см. § 86).
В некоторых станках для этой цели служа! специальные охлаждающие
устройства, которые обеспечивают более быстрое охлаждение масла и вместе
с тем позволяют сильно уменьшить объем масляного резервуара. Схема простого
742
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
и эффективного устройства для охлаждения смазочного масла показана на фиг. 823.
По пути к смазочному насосу 5, засасывающему масло из резервуара 2, масло
проходит через змеевик 4, помещенный в баке, через который протекает охла-
ждающая эмульсия, забираемая насосом 3 из резервуара 7. Количество циркули-
рующей эмульсии должно быть настолько большим, чтобы ее температура в ре-
зультате охлаждения инструментов повышалась лишь незначительно. Такое
устройство применяется, например, для охлаждения смазочного масла в передней
бабке некоторых револьверных станков, причем все части устройства, за исключе-
нием насоса охлаждения, 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 циркуля-
ционных системах смазки.
При централизации смазки один насос
обслуживает иногда несколько десятков то-
чек; поэтому должна быть предусмотрена
возможность индивидуальной дозировки сма-
зочного вещества, подаваемого к каждой из
них, в соответствии с потребностью в смазке,
например в соответствии с типом, разме-
рами, скоростью и нагрузкой подшипника
и т. д. Эта задача решается в современных
Фиг. 823. станках с помощью различных устройств
(дозаторов). В качестве таковых наибольшим
распространением пользуются: 1) дозирующие „клапаны сопротивления“ с соответ-
ственно уменьшенным сечением пропускного отверстия; 2) поршневые дозирующие
клапаны; 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-
чаются преимущественно для масел; существуют дозирующие механические сма-
зочные приборы и для мазей, способные подавать смазку под давлением до
300 K?jCM2, 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 (С39-1), изображен на фиг. 824. Основными частями
клапана являются корпус 2, в котором просверлен канал а диаметром 41 = 1,5.«л,
регулирующий проволочный штифт (игла) 3 диаметром = 1,30-.'-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 7. Подача масла через такой дозирующий клапан зависит при прочих оди-
наковых условиях от величины среднего диаметрального зазора d1—d2 (фиг. 825);
следовательно, ее можно регулировать подбором диаметра d2 штифта. Диски 4—5,
(фиг. 824), 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 б на клапан 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-
Смазочные устройства и системы смазки
743
чатого дозирующего клапана, представленного на фиг. 826. Масло пол давлением
поступает в клапан в направлении, показанном стрелкой, и открывает его, отжи-
мая вправо (на фиг. 826) стержень 7 с коническим концом, который входи г 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 О1вертку. 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,
Фиг. 824.
следовательно, он отмеривает порции масла периодически (пульсирующая дози-
ровка смазки'I.
2. Поршневые дозирующие клапаны изображены на фиг. 827 — 829. клапан
по фиг. 827 связан с одной питающей линией, из котовой масло поступает в него
Фиг. 825.
Фи1. 826.
через отверстие 5. Когда поршенек 4 занимает положение но фиг. 827, щ 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. 827, б) порше-
нек 4 закрывает пробкой 3 отверстие канала 7, сжимая при этом пружину 2;
подача смазки в маслопровод прекращена, но масло продолжает поступать в ле-
вую полость цилиндра клапана через небольшие каналы на поверхности пор-
шенька 4. Так как живое сечение цилиндра 6' с правой стороны поршенька умень-
шено штоком б, то поршенек возвращается вправо (фиг. 827, в). Пробка 3
744
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
остается в прежнем положении под давлением масла в левой полости клапана
Тачим образом при положении клапана по фиг. 827, в левая полость цилиндра
заполнена маслом, выход его в канал 7 закрыт.
Так как насос работает непрерывно, давление масла в питающей линии будеi
подниматься. Когда оно достигает определенной заранее установленной величины,
откроется перегрузочный клапан, давление в линии и в цилиндре 8 упадет, и по i
давлением пружины 2 пробка 3 откроет маслу выход в канал /.
Величина порций масла, подаваемых этим клапаном за один цикл, завист ш
длины хода поршенька 4 и регулируется подвинчиванием пробки 7, в которую
упирается шток б в конце хода поршенька 4.
Давление в линии может достигать 150 — 200 кг см1, благодаря чему этот
клапан пригоден и для дозировки густых смазочных веществ.
Фиг. 827. Фиг. 828.
На фиг. 828 представлен разрез дозирующего клапана с поочередным
питанием от двух линий. При положении, показанном на фигуре, смазка по-
ступает в клапан под давлением из одной линии через отверстие 3, отжимает
поршневой золотник 5а—56 вниз, через канал 4 проходит в полость над пор-
шеньком 6 и отжимает его вниз, выдавливая смазку через каналы 7 и 8 к сма-
зываемой точке.
При следующем цикле смазка поступает из второй линии через отверстие
Золотник 56—5а поднимается вверх, и смазка, поступая через канал 7 в полость
под поршеньком 6, поднимает его, выдавливая смазку, находящуюся над ним, через
каналы 4 и 8 в маслопровод. Величина порций смазки, дозируемых этим клапа-
ном за один цикл, регулируется, как и в клапане на фиг. 827, посредством
пробки /, в которую в конце хода поршенька б упирается торец поршневого
штока 2.
С помощью распределительного золотника в системе насоса давление со-
здается поочередно в одной и другой подводящей смазку линии.
Дозирующий клапан ио фиг. 829 с двумя питающими линиями, присоединен-
ными к отверстиям 1 и 6’, обслуживает две смазочные точки. В положении, пока-
занном на фигуре, масло находится под давлением в той линии, которая соединена
с отверстием 7, Оно передвигает поршневой золотник /0 вправо (отверстие а
заглушено пробкой, как и отверстие в), по каналу 2 попадает в цилиндр такого же
золотника 7, перемещает его вправо, через канал б проходит в полость над порш-
нем 3 и опускает его вниз. При этом поршень 3 вытеснит масло из полости
под ним через канал 7/ и выточку золотника 10 в маслоппочод, присоединенный
Смазочные устройства и системы смазки
к выходному отверстию /2 клапана. При следующем полуцикле масло под давле-
нием поступает в клапан через отверстие 8 и, сместив оба золотника 7 и Ю
влево, поднимает поршень J; ма~ло из полости над последним через канал б
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 маета к ним устанавливается посредством регули-
руемого упора 5- 4, в который упирается шток поршня 3 в конце своего ход,
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. Распреде-
ление масла по трубкам, присоединенным к групповому дозирующему ( | |
клапану, производится большей частью поршневыми золотниками, ко- I ।
торые в должный момент времени открывают
смазке путь в тот или иной отводящий ма-
слопровод.
3. Дозирующие механические смазоч-
ные приборы (дозирующие лубрикаторы)
Фиг. 830.
Фиг. 829.
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 т. д. Три дозирующих лубрикатора, которые в совокупности
дают достаточное представление о принципах конструкции этих приборов, пред-
ставлены на фиг. 830—832. На фиг. 830 изображен вариант устройства много-
точечного смазочного прибора с механическим приводом и ручной подкачкой
(проект ГОСТ, разработанный ЭНИМС). Подача масла производится группой
плунжеров, получающих возвратно-поступательное движение от кулачка 6, который
приводится во вращение посредством червячной передачи 4—5. Ход каждого
плунжера регулируется винтом 7, ввинченным в головку 2 плунжера. При поло-
жении винта 7, показанном на фигуре, ход плунжера 3 максимальный, при край-
нем верхнем положении этого винта плунжер 3 не работает.
Смазочный прибор по фиг. 831, 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 ею все время в одном направлении; вращения валика в обрат-
ную 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
возратно-поступательно вдоль своей оси и в то же время совершать вокруг же
'46
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
возвратно-вращательные движения. При этом диск 7, заштифтованный на конце
штока 3 и снабженный рядом прорезей под эксцентричные пальцы 7 7 поршень-
ков 70, сообщает последним такие же возвратные движения вдоль и вокруг оси.
В каждом из поршеньков 10 сделана V-образная прорезь и отверстие, посред-
ством которых он при подъеме засасывает масло через отверстие 2 в полость под
поршеньком, а опускаясь, нагнетает его в маслопровод, присоединенный к отвер-
стию 9. Число точек, смазываемых одним таким прибором, определяется числом
его поршеньков, следовательно, зависит
сколько отверстий, которые позво-
ляют изменять его угол размаха
и тем самым регулировать величину
подачи.
В дозаторе по фиг. 832 имеется
валик 2 с эксцентриками 7 (число
их равно числу смазываемых to-
ot его размера. Рычаг 8 имеет не-
Фиг. 832.
Фиг. 831.
чек), которые сообщают движение вперед (вправо на фигуре) поршенькам 4; в
обратную сторону поршеньки отходят под давлением пружин 4, постоянно
прижимающих головку поршенька к его эксцентрику. При ходе вперед пор-
шенек подает масло через шариковые клапаны 7 и 8 к соплу 9. Иа последнем
постепенно образуется капля масла, достаточно большая для того, чтобы ото-
рваться от него и подняться через более тяжелую прозрачную жидкость, которая
заполняет камеру 10, к клапану 77 и отсюда в маслопроводную трубку. Величину
подачи (количество капель масла в минуту) можно контролировать через окно /2,
а регулировать ее — винтом 74: при завинчивании этого винта рычажок 15 отво-
дит соответствующий поршенек 3 вправо, и длина хода поршенька умень-
шается.
Через трубки 5 и шариковые клапаны б поршенек засасывает масло при его
ходе назад (влево). Кнопки 13 служат для ручного подкачивания масла при пуске
станка.
Валик 7 может вращаться периодически или непрерывно, следовательно,
описанный прибор пригоден как для дозирующей, так и для непрерывной по-
дачи.
Смазочные приборы с механическим приводом, разработанные ЭНИМС и сход-
ные с изображенным на фиг. 830, могут быть использованы как для непрерывной,
так и для дозирующей смазки в зависимости от конструкции привода червяка чер-
зячной передачи этого прибора,
Смазочные устройства и системы смазки
747
В. Конструкции смазки направляющих
На важное значение надежной смазки направляющих указывалось выше (см.
лр. 203 — 204). 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 сгола эта пленка разрывается. Поэтому обеспечить жидкостное трение на
заправляющих, как правило, невозможно.
так как они
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,
годом все большее распро-
странение получает автомати-
ческая смазка направляю-
щих. При проектировании
устройств для нее нужно
иметь в виду следующие
общие условия: 1) при чрез-
мерно обильной смазке (за-
топлении) направляющих
могут иметь место избы-
।очные потери на трение,
подачи масла; 2) наиболее рациональная
быть найдена только опытом, поэтому
должна быть предусмотрена возможность регулирования подачи, а тем самым и
.олщины масляной пленки; 3) смазочное устройство должно быть автоматизировано
аким образом, чтобы оно включалось при пуске станка и выключалось при
остановке его; 4) должна быть предусмотрена возможность удобного контролиро-
вания работы устройства для смазки направляющих, как и других смазочных
зависят не от одной лишь величины
подача масла на направляющие может
в устройстве для смазки направляющих
устройств станка.
Приведенные ниже описания нескольких конструкций дают представление о раз-
личных способах автоматической смазки направляющих станков.
На фиг. 833 представлена схема смазки продольно-строгального станка. Насос /
чагнетает масло через фильтр 2, регулятор давления 3 и трубу 4 в канал 5
на дне V -образной направляющей станины (см. также фиг. 834), который не
доходит до концов направляющей. Из этого канала масло, находящееся под давле-
нием. распределяется по Х-образным канавкам на направляющих. Стол станка
в своих крайних положениях не свисает со станины, а поэтому нет опасности раз-
748 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
брызгивания масла из канала о. На обратном пути в резервуар 7 масло проходит
через фильтры и отстойники 6.
На фиг. 835 показана схема смазки направляющих салазок и стола горизонгаль-
нсто расточного станка. От маслораспределителя, расположенного приблизительно
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-
Фиг. 835.
ной подач и зубчатые передачи механизма поперечной подачи. Показанный на схеме
смазочный прибор монтирован на салазках стола и приводится в действие посред-
ством качающегося рычага и валика, скошенною на конце. Аналогичный привод
в применении к устройству смазки призматических направляющих револьверного
супорта токарно-револьверного станка изображен на фиг. 836. Механизм приво-
дится в действие рычагом 1 быстрого перемещения супорта; через детали 2. За и
Фиг. 836.
36 сообщаются возвратно-поступательные движения 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 емазки
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 модели
3250 (см. схематическую фиг. 837). От нагнетающей трубы маслопровода,
Смазочные yciройства и системы смазки
749
в которой давление масла составляет 8—10 /сг(сж2, ответвляется трубка
к V-образным направляющим станины. По пути к ним масло проходит через змее-
вичок и клапан постоянного давления. Большое сопротивление змеевичка про-
ходу масла понижает его давление до 0,2 апги. Вес крышки клапана выбран
Смазка напцабаяющи»
станины
Фиг. 837.
таким, что если давление масла превысит 0,2 ати, крышка приподнимается, и изли-
шек масла уходит через отверстие в этом клапане обратно в резервуар.
При питании смазочной системы от гидросистемы станка из общего масляного
резервуара необходима особо тщательная очистка отработавшего смазочного масла
от металлических и абразивных частиц и пыли на 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.
Насосы. Насос для смазки должен соответствовать требуемой производитель-
ности, давлению на выходе и сопротивлениям в системе. Так как условия работы
различных трущихся поверхностей станка могут сильно различаться, то один и toi
же станок снабжается иногда несколькими смазочными насосами. Каждый из них
обслуживает либо отдельный узел, либо отдельную группу деталей, принадлежащих
к различным узлам.
В качестве смазочных насосов в современных станках использую гея ротацион-
ные насосы — шестеренчатые, поршневые, лопастные -и поршневые (плунжерные)
насосы не ротационные. Выбор типа насоса и его размеров зависит от требуемых
давления и производительности. В принципе, в системах смазки можно применять
те же насосы, которые обслуживают гидросистемы станков, например насосы завода
.Гидропривод" шестеренчатые типов НШФ, ПГ11 и др., лопастные ПГ14 и др.
Конструкции, технические характеристики и методы расчета этих насосов подробно
рассматриваются в курсе „Гидроприводы станков". С успехом могут применяться
иногда также насосы, предназначенные для смазки редукторов (например, насосы
типа НШМ конструкции ЦБР ЦНИИТМАШ, если требуемое давление не превы-
шает 5 /с? ли2) и других механизмов и машин. Существуют, наконец, конструкции
750
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
насосов, специально приспособленные для питания смазочных систем станков; неко-
торые типичные конструкции их показаны на приведенных ниже фигурах.
Достоинства шестеренчатых насосов — малое количество деталей, технологич-
ность конструкции, относительно малые габариты и эксплоатационная надежность
Они могут быть построены для любой производительности и для давлений до
70—80 ати.
На фиг. 838 изображена специальная конструкция шестеренчатого смазочною
насоса для подачи масла через вращающийся вал, как это иногда бывает нужно
для подвода смазки к определенному месту. Масло засасывается насосом через
фильтр в полость 7, перекачивается в полость 2 и .далее через обводный канал ;
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
Фиг. 838.
масло и отводится к требуемо!!
точке. Соединение уплотнено
медным кольцом 8. В отвер-
стие 3 корпуса насоса може!
быть ввинчен перепускной кла-
пан, с помощью которого ре-
гулируется давление подачи
Конструкции нормальных
шестеренчатых насосов с на-
ружным и внутренним заце-
плением колес и их расчет
рассматриваются в курсе „Ги-
дроприводы станков”.
Лопастные и.сосы приме-
няются в станках реже насо-
сов других типов.
Конструкция лопастного'
смазочного насоса, спроекти-
рованного ЭНИМС (нормаль
станкостроения С12-12), по-
казана на фиг. 839. Как
видно из фигуры, чугунный
корпус 1 насоса монтирован в кронштейне 3, который может быть укреплен в удоб-
ном месте на станке. Валик 2 с двумя стальными лопатками 4, постоянно прижи-
маемыми к стальному же кольцу 6 пружиной 5, приводится во вращение посред-
ством ременной или зубчатой передачи либо через соединительную муфту.
Большим разнообразием отличаются конструкции поршневых (плунжерных) сма-
зочных насосов, используемых в современных станках.
На фиг. 840 представлена стандартная конструкция такого насоса, разработан-
ная ЭНИМС (нормаль станкостроения С13-1). Как видно из фигуры, конструкция
очень проста: весь насос состоит нз чугунного корпуса 4, стального плунжера 7,
направляющей втулки 2, пружины 3, двух шариковых клапанов и нескольких уплот-
няющих прокладок. Диаметр плунжера — от 8 до 25 мм, производительность
насоса в зависимости от диаметра плунжера — от 0,04 до 0 30 лмин на
каждые 100 дв. ход. мин. плунжера.
Смазочный насос универсального резьбошлифовального станка модели 582
изображен на фиг. 841. Масло, заливаемое в корпус 6 через пробку 7, засасывается
плунжером 8 через сетчатый фильтр 7 и шариковый клапан 5, а нагнетается через
клапан 4 и каналы 3 и 2. Возвратно-поступательное движение плунжеру 8 сооб-
щается маслом (от гидросистемы!, которое поступает под поршень 72 через ка-
налы 14 и 15, и пружиной 73. Утекающее через неплотности масло возвращается в
резервуар по каналам 9, 10 и 77.
На фиг. 842 изображен масляный насос револьверных станков некоторых моде-
лей. При вращении валика 5, на котором заштифтован кулачок 6, плунжер 3, при-
Смазочные устройства и системы смазки
75}
Фиг. 840.
j
i
I
i
I
f
i
752 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
жимаемый к кулачку пружиной 4, совершает возвратно-поступательные движения,
засасывая масло через шаликовый клапан 1 и нагнетая его через такой же кла-
пан 2 в маслопровод 7.
Поршневой масляный насос с распределением посредством качающейся втулки,
нашедший применение в ряде моделей станков, показан (упрощенно) на фиг. 843.
Фиг. 841.
Поршень движется здесь, как ша-
тун кривошипно-шатунного меха-
низма. Втулка 1 насоса совершает
при этом качательные движения, и
полость а соединяется поочередно
со всасывающим и с подающим масло-
проводом.
На фиг. 844 для смазки меха-
низмов шпиндельной головки вер-
тикально-фрезерного станка служит
двухпоршневой насос. Поршень 1
засасывает масло из резервуара а
15 ,4
Давление Ни смазку
в корпусе головки через сетчатый фильтр 5, трубку 6 и клапан 4 и подает
это масло по трубке 7 в маслосборник b в верхней части корпуса. Оттуда
по трубкам 8 и др. масло разводится к различным смазываемым точкам. Поршень 2
перекачивает обратно в резервуар масло, коюрое, смазав зубчатые передачи и под-
шипники шпинделя, попало в полость с. Привод насоса понятен из фигуры.
Смазочные устройства и системы смазки
753
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 ка-
ждого плунжера; в таком случае очистку клапанов можно производить, не остана-
вливая станок. 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 удалять 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.
Количество этих примесей не настолько мало, чтобы им можно было пренебре-
гать; так, например, магнитный фильтр собрал за 100 час. около 9500лгг металличе-
ских частиц из масла коробки скоростей недостаточно тща-
тельно собранного токарного станка; из коробки скоростей | !
станка, собранного нормально, такой же фильтр уловил за ftl
то же время в 5 раз меньше стальных и чугунных частиц—
около 1900 мг. В других опытах с токарным станком, рабо- J I Г
тавшим в нормальных цеховых условиях, магнитный фильтр SUra Ц |. J
отделил в первые 4 недели после его включения в систему Л
смазки соответственно 2400, 670, 250, 230 мг{нед, а через р
6 мес. — 28, 25, 32, 17 мг!нед. Как видно из этих цифр,
вопросом очистки смазочного масла от примесей пренебре-
гать при проектировании нового станка не следует: от
качества очистки зависит срок службы подшипников, напра-
вляющих и многих других ответственных частей станка. Это
подтверждается опытом эксплоатации самых различных /7 \\
станков. н (у\ X ТГ
Кроме того, частицы стали или чугуна, оказывая катали-
тическое действие в смысле восприятия маслом кислорода,
способствуют его окислению.
Крупные частицы металла, абразива и грязи, равно как 7^
и вода, легко выделяются из масла в отстойниках. Что ка- Фиг. 843.
сается взвешенных в масле мелких частиц, то время, необхо-
димое для их отстаивания, велико, и выделение их одним только отстаиванием не
гарантирует достаточной чистоты циркулирующего масла. Поэтому при проектиро-
вании смазочной системы станка необходимо предусмотреть эффективную филь-
трацию масла, устанавливая в соответствующих местах фильтры с достаточной задер-
живающей 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
счистки, 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
48 Ачеркан Н. С. 565
754 Смаиочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
циркулирующего масла. Фильтры с бумажными пропитанными гофрированными
дисками и тому подобными фильтрующими элементами используются лишь в
единичных моделях станков с целью отделения из масла самых мелких частиц.
Пример конструкции фетрового фильтра показан на фиг. 844; 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
они имеют тот недостаток, что сравнительно быстро засоряются мелкими частицами,
которые задерживаются в капиллярах фетра (см. диаграмму на фиг. 845 для одного
из фильтров отечественной конструкции). Несмотря на это, фетровые фильтры встре-
чаются, хотя и реже, чем прежде, также и в сотках новых моделей (например
в шлифовальной бабке бесцентровошлифовального станка модели 3180), что объ-
ясняется их дешевизной.
Вместо фетра пользуются иногда войлоком или ваюй; последнюю закладываю г,
например, с целью фильтрации масла в дозирующие клапаны (см. стр. 742 и
Фиг. 84-1.
фиг. 824). Очистка таких фильтров производится иногда продуванием их сжагым
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 их в станках подробно
описывать их здесь нет необходимости.
В качестве фильтрующих элементов используются с недавнего времени также
металлокерамические цилиндры, изготовленные штамповкой из чистых металличе-
ских порошков, подобно пористым подшипникам. В процессе изготовления
структура фильтрующего цилиндра регулируется таким образом, чтобы раз-
меры пор соответствовали размеру наименьших частиц, которые должны задер-
живаться фильтром, а изменение сечения капилляров, образуемых порами, ио
направлению от внутренней поверхности цилиндра к наружной давало наибольшую
эффективность фильтра. В качестве исходных материалов используются порошки
лишь тех металлов, которые не корродируют в масле. Опыт применения фильтров
этого рода указывает на хорошие эксплоатационные качества их.
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,
вставляемого в корпус фильтра. Нередко такой сеткой снабжаются смазочные при-
Смазочные устройства и системы смазки
боры пли какие-либо другие элементы смазочного устройства; в таком случае
необходимость в отдельном фильтре отпадает.
Большое распространение получили в современных станках пластинчатые, или
дисковые, фильтры. Типичная конструкция
строения Г41-1 и Г41-4, разработанным
Сквозь резьбовую крышку 7, герметически
такого фильтра по нормалям станко-
ЭНИМС, представлена на фиг. 846.
закрывающую корпус 4 фильтра, про-
ходит уплотненная сальником ось 2,
стинки форм а — с ободом (диски)
на которую надеты, чередуясь, тонкие пла-
и б — без обода (звездочки), изготовленные
нз калиброванной стали. На оси
стинок а и б имеют форму, от-
вечающую сечению оси. На непо-
движную стойку 8 квадратного
профиля надеты скребки (ножи) в
таким образом, что в зазор ме-
жду каждой парой соседних ди-
сков а и в одной плоскости с
разделяющей их звездочкой б вхо-
дит один скребок.
Масло входит в фильтр че-
рез отверстие 6', проходит через
узкие кольцевые щели между
пластинками а, далее—через обра-
зованные пластинками а и б ка-
налы в пакете пластинок, парал-
лельные оси фильтра, и через
отверстие 3 уходит для дальней-
шей циркуляции в смазочной си-
стеме. При проходе масла через
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 7
ось 2 вместе с набором пласти-
нок а и б на один-два оборота;
при этом скребки в соскабливают
с дисков а осевшую на них грязь.
2 снята лыска, и центральные отверстия пла-
Фиг. <446.
Следовательно, очистка пластинчатого фильтра не требует его разборки и не вызы-
вает простоев станка, так как может производиться во время работы. Благодаря
этому фильтр такой конструкции можно очищать как угодно часто.
В зависимости от размера частиц, которые должны отделяться фильтром,
выбирается толщина звездочек б и скребков, определяющая собой ширину зазо-
ров между дисками а; нормали Г41-1 и Г41-4 рекомендуют выбирать толщину
этих деталей из ряда значений 0,08, 0,12, 0,2 и 0,3 мм. Возможно, однако,
изготовить эти летали и из более тонкого материала и тем уменьшить зазоры
между дисками до 0,04 мм. Количество пластинок в фильтре и длина набора их
зависят от выбранной толщины их, от требуемой пропускной способности фильтра
и от вязкости 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 поворачи-
756 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
ваются посредством, например, храповой передачи какой-либо движущейся частью
станка (супортом и т. п.) в конце его хода. Автоматизировать действие такого
фильтра особенно легко и удобно в станках с автоматическим циклом работы.
Устройство магнитного фильтра изображено на фиг. 847. Главной частью его
является сильный постоянный магнит 4 цилиндрической формы с кольцевыми полюс-
ными (из мягкого железа) наконечниками 3 и 8, укрепленный на стержне 7
в цилиндрическом корпусе 2, герметически закрытом крышкой 7 посредством
скобы 7 7. 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 нако-
нечника 3, пронизывает кольца 6 и вхо-
дит в магнит через полюсный наконеч-
ник 8.
Масло поступает в фильтр через от-
верстие 70 и вытекает из него через от-
верстие 9, проходя по пути через отвер-
стия в полюсном наконечнике 3, зазоры
между кольцами б с одной стороны, тру-
бой 5 и корпусом 2 — с другой и через
межмагнитные зазоры между кольцами б.
Таким образом эти кольца омываются ма-
слом со всех сторон. При этом частицы
магнитных металлов, содержащиеся в ма-
сле, прилипают к намагниченным коль-
цам.
Для очистки фильтра вынимают из
него все кольца 6 (это облегчается тем.
что они сделаны разъемными из двух
частей), размагничивают их и затем про-
мывают в керосине или бензине. Маг-
нит 4 защищен от прилипания металличе-
ских частиц алюминиевой или латунной
трубой 5.
фильтра — его простота и дешевизна,
недостатки — непригодность для отделения из масла частиц немагнитных металлов,
грязи и т. д. и необходимость периодической разборки фильтра для его очистки.
Магнитные фильтры, подобные описанному, успешно работают до очень больших
скоростей протекающего через фильтр масла — примерно до 10—12 м.'сек-, нужно,
однако, помнить, что с увеличением этой скорости эффективность фильтра падает.
Рабочее давление в магнитном фильтре по фиг. 847 и сходных с ним —
до 5 ати. Магнитная мощность (произведение остаточной магнитной индукции Bv
и коэрцитивной силы Нс) сплавов, применяемых в этих фильтрах, очень высока:
она достигает (4,5-4-5) • 106 гс-э, тогда как для кобальтовой стали она равна при-
мерно 1 • 106, для сплава „альнико" 1,7 • 106 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, т. е. до насоса, в нагнетательной части, параллельно последней, в байпасе, в
отводной части. Каждое из этих решений имеет свои достоинства и недостатки.
Установка фильтра до насоса принципиально наиболее целесообразна, так как
защищает от грязи и пр. все части системы. Однако при таком расположении
фильтра он должен иметь большие габариты, чтобы его сопротивление протека-
нию масла было невелико, и высокую герметичность во избежание подсоса воздуха;
Смазочные устройства и системы смазки
757
поэтому нередко ставят фильтр в линии, отводящей масло обратно в резервуар,
благодаря чему в последнем находится всегда масло, очищенное от примесей.
Опасность того, что грязь, металлическая пыль и прочие примеси, случайно
попавшие в резервуар, будут при таком расположении фильтра циркулировать на
всем nyiH масла от входа г. 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.
Если включить фильтр в нагнетательную часть масло-
провода, в насос попадают частицы, загрязняющие масло,
что ведет к сокращению его срока службы. При подобном
расположении фильтра его конструкция должна быть приспо-
соблена к давлению в нагнетательной трубе; корпус фильтра
должен быть испытан двойным пробным давлением.
С недавнего времени фильтр помещают иногда в бай-
пасе, который включен параллельно маслопроводу и снабжен
отдельным насосом. Однако при таком расположении филь-
тра примеси, загрязняющие масло, могут пройти весь масло-
провод несколько раз, прежде чем попадут в байпас и бу
дут задержаны 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. § 86) для того,
чтобы взвешенные в масле твердые частицы успевали выпадать в осадок. С той
же целью в этих резервуарах делают перегородки, которые резко изменяют
направление потока масла. Целесообразно также намагничивать 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. 848).
Д. Маслопроводы и их соединения
Маслопроводы станков собираются большей частью из труб красной меди
наружным диаметром от 4 до 12 или 14 мм (ГОСТ 617-41); наиболее распро-
страненные размеры 4,6 и 8 мм. 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 при-
ходится изгибать, и поэтому они должны быть мягкими.
Длиные смазочные трубки малого диаметра оказывают большое сопротивление
течению масла и требуют повышенной мощности насоса или 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. 764).
Соединительные части (фитинги) — угольники, тройники, ниппели и другие
детали смазочной арматуры — изготовляются из стали или ковкого чугуна. Формы
758 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
и размеры их установлены разработанными ЭНИМС нормалями 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 устрой-
ства. Простейшие из них служат для зрительного (визуального) контроля давления
масла, его температуры, высоты уровня в резервуарах, коробках и т. п.,
непрерывности потока масла. Если перебои в работе смазочной системы угрожают
станку серьезной аварией, то необходимы либо автоматические устройства, оста-
навливающие в подобных 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 § 62, тенденции со-
временного станкостроения направлены в сторону полной автоматизации работы
смазочных систем, что оправдано также использованием малоквалифицированной
рабочей силы для обслуживания станков.
Наиболее распространенные приборы для зрительного наблюдения за работой
масляной системы — манометры, маслоуказатели (указатели уровня') и приборы для
наблюдения за непрерывностью потока масла. Термометры применяются значительно
реже и контролируют притом лишь температуру направляющих и наиболее ответ-
ственных подшипников.
В особенно тяжелых станках при установке нескольких электрических термо-
метров сопротивления для наблюдения за наиболее угрожаемыми местами станка
показания этих термометров целесообразно передавать на центральный пульт упра-
вления. С помощью поворотного переключателя можно проверить температуру
в каждой из контролируемых точек.
Ставить термометр на масляном резервуаре следует 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 колебания его.
Там, где падение давления масла в смазочной системе может привести к по-
вреждению ответственных деталей станка или аварии, целесообразно включить
в маслопровод электрическое или гидравлическое реле давления, выключающее
двигатель (или все двигатели станка), как только давление масла упадет ниже
заранее установленной величины. Так, например, в шестишпиндельном прутковом
токарном автомате модели 1261 для указанной цели используется диафрагмовое
реле, которое при понижении давления масла в смазочной системе до 0,8 ати дает
команду электрической аппаратуре, тотчас же выключающей одновременно главный
двигатель и двигатель насоса охлаждения.
Наиболее распространенные формы маслоуказателей показаны на фиг. 849 и
850 (нормали станкостроения С52-1 и С51-1). Трубчатые маслоуказатели (фиг. 849)
рекомендуется ставить в тех случаях, когда нельзя применить круглый маслоука-
затель по фиг. 850. Глазок 1 круглого маслоуказатели и трубку 1 трубчатого
изготовляют из стекла или прозрачной пластмассы. Экран 2 из жести или непро-
зрачного целлулоида обеспечивает лучшую видимость уровня масла. Дроссельный
винт 3 на фиг. 849 позволяет отключить трубчатый маслоуказатель для его про-
чистки или замены стеклянной трубки.
Для наблюдения за непрерывностью потока масла служат пульсирующие масло-
указатели по фиг. 851 (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 маслоотводная
трубка, струя из которой бьет в плоский или выпуклый глазок из прозрачной
С'лшзочныс устройства и система смазки
759
пластмассы, укрепленный на крышке или на стенке коробки скоростей и т. д.
Коробка при этом обычно освещена внутри, благодаря чему прекращение струйки
масла легко заметить.
Все эти приборы не вполне надежны потому, что рабочий, обслуживающий
станок, сам должен вспоминать о необходимости периодического наблюдения их.
Более надежны устройства с автоматической сигнализацией о неполадках в сма-
зочной системе. Одно из таких устройств показано на фиг. 852. Масло поступает
через патрубок <8', проходит через малые отверстия в донышке поршня 5, имеющего
Фиг 349.
Фиг. 850.
форму стакана, через такие же отверстия в шайбе 6 и уходит в маслопроводную
трубу через патрубок 7. Проход через прибор необходимого количества масла
гарантируется байпасом а. При нормальном давлении масла поршень 5 и рычажки 3
занимают положения, показанные на фигуре, и контакты 2 разъединены (/--фи-
бровая крышка). Если давление масла падает настолько, что поршень 5 уже не
может удерживать грузы 4 в их верхнем положении, эти грузы поворачивают
рычаги 3, и контакты 2 замыкают цепь светового или звукового сигнала.
Сигнальные устройства этого рода нетрудно сблокировать с системой управле-
ния электроприводом станка так, чтобы в случае нарушения работы смазочной
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, например
при чрезмерно низком уровне масла в резервуаре. Много надежнее в этом
отношении приборы, описанные выше.
7(50
Смазочные, устройства и устройства Оля охлаждения инструмента
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 приводный 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
Фиг. 852.
причинам, в систему наблюдения за смазкой
следует включить электрический световой или
звуковой сигнал (или сигналы), предупреждающий
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
(например, новые модели зубофрезерных станков
для нарезания колес диаметром до 5 м).
Системы световой сигнализации для указан-
ной цели довольно разнообразны. Так, для кон-
троля смазки опор главного шпинделя одного
тяжелого станка на панели управления помещены
красные и зеленые лампы, по одной паре для ка-
ждого подшипника. Зеленые лампы загораются
при пуске главного двигателя станка. Если тем-
пература одного из контролируемых подшипни-
ков достигнет допускаемого предела, соответ-
ствующая зеленая лампа гаснет. В случае, если,
несмотря на этот сигнал, неполадка в подаче
масла к подшипнику не будет устранена и поэтому
температура его будет повышаться и дальше, то по истечении определенного
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.
§ 84. УКАЗАНИЯ ПО РАСЧЕТУ СМАЗОЧНЫХ СИСТЕМ
Расчет элементов смазочной системы проектируемого сганка —насосов, филыров,
распределителей, маслосборников, трубопроводов и пр. — должен быть в принципе
основан на том условии, чтобы количество масла, подаваемого к трущимся поверх-
ностям станка, было достаточно для сохранения температур, безопасных 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, пере-
дается воздуху, окружающему станок, различными путями: через циркулирующее
Указания по расчету смазочных систем
761
в смазочной системе масло, через металлические части механизмов 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 окружающий воздух — с другой.
Точный расчет количества масла, необходимого и достаточного для сохранения
теплового равновесия в соответствующих деталях станка, а отсюда расчет элемен-
тов смазочной системы затрудняется главным образом недостаточным еще знанием
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, затрачи-
ваемые на трение в передачах, подшипниках, на направляющих и пр., а следо-
вательно, точно определить эквивалентные им количества тепла. По необходимости
приходится поэтому довольствоваться приближенными способами расчета смазочных
систем, основанными либо на упрощенном уравнении теплового равновесия (тепло-
вого баланса), либо на собранных опытным путем данных о нормах расхода смазки
для станков различных типоразмеров.
В первом случае количество теплоты, образующейся от трения сопряженных
поверхностей, вычисляют, исходя из соответствущих мощностей трения Nmp.
Для передачи прямозубыми колесами
Nmp. пр. пеР. = К/ (А. + -А-) [e* + £| - (Ё1+s2) + 1 ] • N, (84.1)
где f—коэфициент трения рабочих профилей зубьев;
zx и z2 — числа зубьев сопряженных колес;
ei и г2 — доли коэфициента перекрытия (е = £1 е2), отвечающие зацеплению до
полюса и после него;
Л/ — мощность на ведущем зубчатом колесе передачи.
Приближенно можно принять sjе2 + 1 ~ 1,5 е, и тогда
^тр.пр.Пер. = ^(4-± (84.2)
Знак плюс отвечает здесь наружному, знаку минус — внутреннему зацеплению,
индекс 1 — меньшему, индекс 2 — большему колесу передачи.
Для передачи косозубыми или шевронными колесами последняя формула при-
нимает вид
Nmp. кос.пер = ± N’ ... (84-3)
где — коэфициент перекрытия в торцевой плоскости;
[5 — угол наклона зубьев.
Для конической передачи
кг ~f Г 1 I 1 , 2 COS В .. . - /ал лх
Nrnp.KOH. пер — 1 / у Н т I . . _ е • N, - (84.4)
J/ Zj Zj
где 8 — угол между осями сопряженных колес. Следовательно, для частного и
практически наиболее частого случая ортогональной передачи (8 = 90°)
Ntnp.KOH. орт. пер — 2 |/ —2—' 2&-N. (84.5)
Коэфициент трения / 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 f= 0,03 —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, неотделанными одним
762
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
из этих способов, при недостаточной смазке. Увеличение скорости влияет, неви-
димому, в сторону уменьшения коэфициента / при прочих неизменных условиях.
Расход мощности на трение в зацеплении червяка с червячным колесом можно
определить, исходя из выражения для теоретического к. п. д. чеовячной передачи,
учитывающего только указанную потерю:
71'=—tg^—
1 tg(Hp) ’
где [3—угол подъема средней линии витка червяка;
Р — угол трения. ...
Nmp. черв, пер — (1 тг] )TV = 11 — 311 (84.6а)
L ls VP "Т* PJ J
ИЛИ
" Nmp- N' (84.66)
Величина р = arc tg f 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, (84.7)
где Р — давление на опору в кг; v — окружная скорость в опоре в м[сес.
Для случая жидкостного трения коэфициент трения можно вычислить по фор-
муле, предложенной П. И. Орловым:
(84-8)
которая основана на классической формуле Н. П. Петрова, выведенной им еще
в 1883 г.
В формуле (84.8) т] — абсолютная вязкость смазочной жидкости в кгсек[мг
при ожидаемой температуре в опоре, о> — угловая скорость в опоре в сек~], р =
Р , , ,
~~ld—сРеДнее удельное (условное) давление в опоре в 7— относитель-
ный зазор (т. е. отношение среднего диаметрального зазора s в споре к номи-
нальному диаметру d), d и / — диаметр и длина опоры в м.
При всех значениях у-<1, чаще всего встречающихся в практике, второй
член в правой части формулы (84.8) имеет вид 0,55’у = 0,55 -|, соответственно
55 10-5 Pv-^j- ; иначе говоря, в подобных случаях вводить поправочный множи-
/ d -
тель ( —) , учитывающий конечную длину опоры, нет надобности.
Абсолютная вязкость tj для ожидаемой температуры масла определяется, как
указано на стр. 419. Температура в опорах шпинделей и других валов не должна
превышать при наиболее тяжелом режиме работы 50° С. Относительно величин
s и (i в опорах шпинделей см. стр. 419.
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 поверхностей
и материалов шейки и подшипника. Исследования показывают, что в зависимости
от изменения названных факторов коэфициент / смешанного трения может прини-
мать значения в пределах от 0,002 и даже 0,001 при наиболее благоприятных
условиях работы до 0,2 = 0,3 при наиболее неблагоприятной обстановке. Поэтому
если нет возможности произвести опытное определение коэфициента / или непо-
Указания по расчету смазочных систем
763
средственно потерь на трение в опорах проектируемого узла, то эти потери
остается вычислить либо по значению f 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 (84.7), принимая в ней /= 0,001 н-0,0015 для шариковых
и цилиндрических роликовых подшипников, /= 0,002 .- 0,0025 — для радиальных
подшипников качения всех других типов; для упорных шарикоподшипников0,003.
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 R ккал тепла, эквивалентное мощности Nmp кгМ/Сек,
можно определить количество масла, необходимое при циркуляционной смазке для
того, чтобы отводить образующуюся теплоту трения и обеспечивать состояние
теплового равновесия на трущихся поверхностях; для этого должно быть
. R = -^'[•с(£г— К)ккал, • (84.9)
где Q — искомое количество масла в л/мин;
у—удельный вес масла икг/л',
с — его теплоемкость в ккал1кг°С;
tv и t2 — температуры масла в °C, соответственно — поступающего на смазываемую
поверхность (/]) и уходящего с нее нагретым (?2).
Отсюда
Q =-----77~~~Г7 л мин. (84.10)
гс(/2-Л) v 7
Считая в первом приближении, что все тепло, образующееся при трении, от-
водится циркулирующей в системе смазкой, можно принять в последней формуле
у~0,88 кг ,'л. с ~ 0,45 ккалукг°С (средние значения для минераль-
ных масел, применяемых в системах смазки станков). Обозначая далее для крат-
кости t.2— t^= Nt—допускаемое повышение температуры циркулирующего масла,
получим:
6(hVOTO Nm„
- = 427-0,88-0,454 г ~ 0,35 ”дГ л1мин, (84.11)
где Nmp — в кгм)сек. Если Nmp — в л. с. или в кеш, то _ Nmp (л. с.) Q =: 25 л/мин.
или соответственно Nmp (кет) - Л (84.12) Q~35—P-- ' л1мин.
Повышение температуры масла можно принимать здесь 4/^50°.
Исходя из найденных таким способом значений Q, выбирают (или в более ред-
ких случаях проектируют) масляный насос; его производительность должна быть
равна k^Q, где коэфициент k= 1,4-ч- 1,6 учитывает, с одной стороны, разбрыз-
гивание масла внутри коробки скоростей, редуктора и т. д., чрезмерно быстрое
протекание масла через смазочные канавки подшипников и т. п., а с другой — не-
764 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
точность 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 лучеиспускания
Для капельной смазки подшипников можно пользоваться приближенной фор-
мулой
<2 = 3-10 7 л.мин, <84 13)
где Р— в кг;
.s’—зазор в мк',
т] — абсолютная вязкость масла в сантипуазах;
/ — длина опоры в мм.
Способы расчета насосов различных конструкций подробно излагаются в курсе
„Гидроприводы станков".
Для расчета фильтров можно пользоваться формулой
с 0,010-71 „
F = - , \ см2, (84.14;
а(Р1~Р2) ' '
где F — площадь фильтрующего материала в см2',
Q — количество проходящего через фильтр масла в л;мин',
р{ и р2—давление масла соответственно перед фильтром и после него в кг/см2;
т] — вязкость масла в сантипуазах;
а — удельная пропускная способность фильтрующего материала в л[см2.
Для хможно принимать следующие значения (см. [2]):
Бязь............• •.............................0,006
Редкая сетчатая хлопчатобумажная ткань ..........0,009
Мягкий густой войлок чистой выделки, на 1 см тол-
щины .........................................0,015
Густая металлическая сетка.......................0,05
Пластинчатые фильтры с 8 — 0,05 — 0,08 мм ......0,08
Диаметры трубопроводов определяются из формулы
5Г/У2
= (84.15)
где d—внутренний диаметр трубы в м;
v — скорость масла в м[сек;
Q—-количество протекающего через трубу масла в мъ/сек.
Если выразить эти величины так, как это обычно принято в практике, т. е
d—в мм, Q—в л/мин, v—в м'сек, то формула (84.15) принимает вид
Ю3О
^Гг’ = ”б0- (84.15а)
откуда
' = <84-16>
Для скорости v желательно принимать значения не свыше 1 м/сек, однако
при необходимости можно допускать к 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-h6)-Q л, где Q — расход
смазочного масла в л/мин. Нередко в станине оказывается достаточно свободного
Устройства для охлаждения инструментов
765
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. 788—791).
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 ис-
ходить из цифр, близких к большим из рекомендуемых значений (см. [7]), имея
в виду возможность регулирования подачи перепуском избыточного масла обратно
в резервуар-отстойник.
§ 85. УСТРОЙСТВА ДЛЯ СМАЗКИ И ОХЛАЖДЕНИЯ
РЕЖУЩИХ ИНСТРУМЕНТОВ
А. Смазочно-охлаждающие жидкости при обработке резанием;
их основные свойства; требования к смазочно-охлаждающим жидкостям
Металлорежущие станки в большинстве случаев снабжаются устройствами для
подачи к режущим инструментам смазочно-охлаждающей жидкости или — в значи-
тельно более редких случаях — сжатого воздуха.
Надобность в таком устройстве может отпасть при проектировании специальных,
одноцелевых станков для обработки деталей из металла, дающего сыпучую стружку
(серый чугун, некоторые сорта бронзы и латуни), из некоторых сплавов алюми-
ния, а также магния и магниевых сплавов, которые можно или должно обраба-
тывать всухую. В остальных случаях устройство для подачи смазочно-охлаждаю-
щей жидкости необходимо и должно быть разработано при проектировании станка.
Целесообразная конструкция устройств этого рода имеет важное значение для
эксплоатационных качеств станка; поэтому при проектировании ее необходимо
достаточно точно знать, какие жидкости и в каком количестве будут циркулировать
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.
Долголетний опыт эксплоатации станков показал, что применение смазочно-
охлаждающих жидкостей оказывает очень благоприятное действие на стойкость
инструмента, чистоту обработки поверхности, затраты мощности на привод станка
(например, при сверлении — значительное уменьшение как крутящего момента, так
и осевого усилия). Однако сложный физико-химический механизм действия таких
жидкостей при обработке металлов резанием лишь в сравнительно недавнее время
выяснен в результате ряда исследований, проведенных в Советском Союзе, главным
образом Коллоидо-электрохимическим институтом (КЭИН) Академии Наук СССР
(акад. П. А. Ребиндером и его сотрудниками), а также Техрацнефтью (инж.
Р. Н. Ошер и др.).
Смазочно-охлаждающие жидкости производят, вообще говоря, троякое действие:
1. Трущиеся поверхности режущего инструмента и срезаемого металла (стружки
и открываемой ею поверхности) покрываются довольно прочной граничной смазоч-
ной пленкой, не выжимаемой полностью даже высоким давлением резания. Благо-
даря этому понижается сопротивление трения при резании, следовательно, умень-
шаются также потери мощности на трение и нагревание инструмента, которое
могло бы привести к его отпуску (так называемое внешнее смазочное дей-
ствие жидкости). Устраняется опасность вибраций инструмента, весьма возможных
при сухом трении (см. например, фиг. 853 — вибрации одного и того же строгаль-
766 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
ного резца при выполнении одной и той же работы всухую и с охлаждением
эмульсией).
2. Жидкость проникает в микрощели, образующиеся при отделении стружки
как в самой стружке, так и в наружных слоях деформируемого металла непосред-
ственно под ней. Эго облегчает пластическую деформацию металла, способствует
уменьшению усилия резания и повышению чистоты обработанной поверхности
(внутреннее смазочное действие, или также режущее действие
жидкости). При выполнении чистовых и отделочных операций это действие сма-
зочно-охлаждающей жидкости имеет наиболее важное значение.
3. При достаточно низкой температуре жидкости, достаточно обильной подаче
ее и т. д. (см. ниже) она охлаждает омываемый ею инструмент, отводя большую
часть тепла, возникающего при резании за счет работы трения и работы дефор-
мирования металла, путем теплопередачи и за счет испарения жидкости (охла-
ждающее действие). Это действие ее используется при шлифовании тонких
изделий, которые обильно поливают жидкостью, чтобы предупредить коробле-
ние их. Косвенный охлаждающий эффект ее определяется интенсивностью внеш-
|н го смазочного действия,
уменьшающего трение при резании.
Многие смазочно-охлаждающие жидкости способ-
ствуют уменьшению прилипания стружки к инструменту
благодаря химическому взаимодействию жидкости с
обнажающейся поверхностью металла, что ведет в свою
очередь к уменьшению мощности, затрачиваемой на
резание.
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, шли-
фовальная стружка и частицы абразива или притира при шлифовании, хонинго-
вании, притирке и т. п.). Не удаленная своевременно стружка часто за-
трудняет работу, например при сверлении глубоких отверстий, или вызы-
вает коррозию направляющих и других поверхностей станка: замечено, что стружка,
смоченная эмульсией, оставаясь на поверхности чугунной части станка, способствует
быстрой коррозии ее в результате электрохимического действия. Последнее в осо-
бенности относится к латунной и модной стружке, которая разъедает чугун в не-
сколько раз быстрее, чем стальная. Поэтому быстрое удаление стружки с напра-
вляющих при работе с эмульсиями имеет важное значение.
Из сказанного следует, что при правильном выборе смазочно-охлаждающей
жидкости (их называют также смазочно-режущими и охлаждающими жидкостями),
достаточно обильном подводе ее к месту резания металла и правильном направлении
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 прочих условиях
произведения v- Tm = А, где v— скорость резания, Т — стойкость инструмента.
Опыты, проведенные Оргаметаллом и Органефтыо, показали увеличение стойкости Т
при неизменном значении и в отдельных случаях обработки в 5—8 раз, увеличе-
ние v при неизменном Г—на 60—120° 0 (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 более
легкого отделения стружки, обусловленного „режущим действием1' жидкости.
Наконец, блаюдаря тому, что жидкость, проникая в микрощели в наружном
слое металла, облегчает образование пластически текущего слоя, особенно при
Устройства для охлаждения инструментов
767
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 см2 (в стали). Это вредное явле-
ние, обусловленное, невидимому, местным нагревом при резании, может быть зна-
чительно ослаблено применением охлаждения.
В каждом отдельном случае выбор наиболее целесообразной смазочно-охлажда-
ющей жидкости зависит главным образом от рода обрабатываемого материала
и характера операции (точение, фрезерование, шлифование, глубокое сверление,
развертывание и т. д.; черновая, получистовая, чистовая, отделочная обработка).
В одних случаях, например при черновой обработке с высокими режимами реза-
ния, когда на отделение стружки затрачивается большая мощность и оно сопро-
вождается значительным теплообразованием, очень важное значение имеет охла-
ждающая способность жидкости. Именно это свойство смазочно-охлаждающей
жидкости является решающим также при выполнении таких операций, после кото-
рых изделие должно иметь окончательные точные размеры. Например, при изго-
товлении метчиков или резьбовых калибров на резьбошлифовальном станке посте-
пенное нагревание заготовки во время резания вследствие недостаточного охлаждения
или непостоянства температуры охлаждающей жидкости привело бы к искажению
шага резьбы. В подобных случаях имеет значение не только температура охла-
ждающей жидкости, но и способ подвода ее к изделию (омывание всей нарезаемой
заготовки или только части ее, ближайшей к шлифовальному кругу). Чтобы пре-
дупредить чрезмерное нагревание заготовки, иногда приходится предусмотреть
обработку ее при полном погружении в ванну, через которую протекает охла-
ждающая жидкость.
При снятии тонких стружек, т. е. при выполнении чистовых и отделочных
операций, когда необходимо получить после обработки гладкую, чистую поверхность,
большую важность имеют смазочно-режущие качества жидкости, тем более что
при выполнении операций этого рода инструмент и изделие нагреваются, как пра-
вило, много меньше, чем при черновой обработке. Наконец, в ряде случаев тре-
буется такая жидкость, которая энергично отводила бы теплоту трения при
резании и в го же время обладала хорошими смазочно-режущими свойствами,
необходимыми для получения высокой чистоты обработанной поверхности
(„автоматные смеси“).
При выборе смазочно-охлаждающей жидкости учитывается также форма инстру-
мента. Заточка резцов обычных типов не вызывает затруднений, обходится дешево,
производится быстро, и поэтому вопрос стойкости не играет здесь особенно боль-
шой роли. Следовательно, применение в качестве смазочно-охлаждающей жидкости
чистого масла, которое стоит в 10 и более раз дороже эмульсии, с целью увели-
чения долговечности инструмента в подобных случаях обычно не оправдано.
Напротив, при работе более сложным инструментом — фасонными резцами, зубо-
резными и резьбонарезными инструментами, шлицевыми червячными фрезами
и т. п. — важно замедлить истирание режущих кромок инструмента. Поэтому
в подобных случаях применяют не эмульсии или водные растворы электролитов
и т. п., а масла. Преимущество масел перед другими смазочно-охлаждающими
жидкостями еще и в том, что попадание масла на трущиеся поверхности станка
лишь способствует смазке; большинство масел не портит окраски станка в отличие
от некоторых эмульсий. Необходимо, с другой стороны, учитывать не только
более низкую сравнительно с эмульсиями охлаждающую способность масел, но
и их высокую стоимость, а также необходимость периодического обезвреживания
их (путем нагревания до 60—65° и добавления дезинфицирующих веществ).
Наряду с перечисленными выше основными требованиями к смазочно-охлажда-
ющим жидкостям, применяемым при обработке металлов резанием, предъявляются
и другие требования: , .. _ .... ., . ..... . ...>.....
768
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
а) Полная безвредность для здоровья рабочего (в особенности для органов
дыхания, кожи и глаз). Поэтому недопустимы добавки к жидкости бензола, четырех-
хлористого углерода, хлороформа и других летучих веществ, применяемых на зару-
бежных заводах, несмотря на вредный физиологический эффект подобных
добавок.
Недопустимо также применение жидкостей, раздражающих обоняние или легко
дымящих. Должна быть предусмотрена периодическая очистка и обеззараживание
жидкости.
б) Недефицитность исходных материалов и достаточная простота приготовления.
в) Безвредность для станка и обрабатываемого материала: жидкость не должна
вызывать коррозии металла или разъедать краску на станке.
г) Достаточно высокая температура вспышки; первостепенное значение имеет
это требование в отношении жидкостей, применяемых при обработке резанием
магния и его сплавов.
д) Устойчивость жидкости, т. е. ее способность длительно сохранять свои
смазочно-режущие и охлаждающие качества, не окисляясь и не разлагаясь от
соприкосновения с воздухом, металлами инструмента и изделия и от нагре-
вания.
е) Для жидкостей, применяемых при шлифовании,—способность хорошо смы-
вать мелкую шлифовальную стружку и частицы абразива.
Желательна также прозрачность, достаточная для того, чтобы не затруднять
наблюдение во время работы за инструментом и обрабатываемой поверхностью.
Это требование, однако, далеко не всегда выполнимо, и его нельзя считать обя-
зательным.
Перечисленным требованиям удовлетворяют различные жидкости, одни — в боль-
шей, другие — в меньшей степени, в зависимости от физико-химических характе-
ристик их. Так, охлаждающее действие жидкости тем сильнее, чем больше ее
теплоемкость, теплопроводность, скрытая теплота парообразования, скорость испа-
рения и чем меньше ее вязкость; поэтому наилучшей жидкостью для охлаждения
могла бы служить вода, если бы она не вызывала ржавления станка, инструмента
и обрабатываемых изделий. Наиболее высокими смазочно-режущими свойствами
обладают масла чистые (например веретенные 3 и 2), компаундированные жирами
и жирными кислотами и осерненные (сульфофрезолы), а также эмульсии, активи-
рованные серой.
Чаще всего в качестве смазочно-охлаждающих жидкостей при обработке метал-
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 керосиновые 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, электродвигатель и т. д., если не преду-
смотреть специальных уловителей стружки, наконец, насыщение окружающего
воздуха парами распиливаемой эмульсии. С другой стороны, использование
сжатого воздуха для указанной цели позволяет экономить сравнительно дорогие
смазочно-охлаждающие жидкости.
Некоторые смазочно-охлаждающие жидкости, например эмульсии, сульфофрезол
и др., стандартизованы ГОСТ, и физике химические свойства их, необходимые
Устройства для охлаждения инструментов 769
для проектирования системы охлаждения и расчета мощности двигателя насоса
(см. стр. 787), известны с большой точностью.
Вопросы выбора смазочно-охлаждающей жидкости, наиболее подходящей для
каждого отдельного случая обработки, рассматриваются в разделе „Эксплоатация
станков"; при проектировании станка нужно знать, какие именно смазочно-охлаждаю-
щие жидкости будут применяться на данном станке.
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.
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, режущие кромки инструмента, а также смывала
или вымывала стружку. Необходимое для этого давление жидкости может быть
при отдельных операциях довольно высоким, например, при глубоком сверлении,
оно достигает 60 апш и более.
в) Устройство системы охлаждения должно допускать регулирование количества
жидкости, подаваемой в единицу времени, регулирование скорости струи и давле-
ния жидкости, выходящей из наконечника или распределителя.
г) Должна быть предусмотрена возможность такого направления потока сма-
зочно-охлаждающей жидкости, которое обеспечивало бы наилучший эффект ее.
д) Подача жидкости должна начинаться одновременно с началом процесса
резания, чтобы инструменты не успели нагреться до температуры отпуска (это
особенно возможно при черновой обработке), и прекращаться вскоре после окон-
чания резания во избежание бесполезного расходования энергии.
Это достигается проще всего блокировкой электродвигателей главного привода
и насоса охлаждения.
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 жидкости в системе и потери ее.
ж) Циркулирующая жидкость должна быть чистой и свободной от стружек
и других примесей, понижающих охлаждающий и 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 жидкости при шлифовании, хонинговании, притирке и других
отделочных и доводочных работах: если при выполнении подобных операций поль-
зоваться жидкостью, содержащей мелкие частицы металла 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:
1) насоса для подачи жидкости под давлением и поддержания циркуляции ее
в системе;
2) резервуара и отстойников;
3) трубопровода и крана для регулирования подачи, скорости выходящей струи
и давления; ., ...
49 Ачерьлк Н. С. 56з
770 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
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 жид-
кости;
7) стоков или труб для отвода жидкости в отстойник или резервуар;
8) устройств для защиты рабочего, а также ответственных механизмов станка
эт 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 отпадают 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 из
резервуара, установленного на полу или лишь на небольшой высоте (ниже примерно
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 охлаждения
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 станков нужна одна и та же смазочно-охлаждающая жидкость;
она применяется поэтому главным образом для питания однотипных станков, боль-
шей частью—автоматов и полуавтоматов. Экономичность ее обусловлена возмож-
ностью применения ряда общих элементов — резервуара, насоса с электродвигателем
(и одного запасного агрегата), фильтра, очистительного устройства и сепаратора,
холодильника и пр.
При центральной системе питания станков смазочно-охлаждающей жидкостью
конструкция соответствующего устройства в каждом из станков получается наибо-
лее простой. Однако при этом возникают неудобства, до известной степени ана-
логичные тем, которые присущи приводу станков от общего электродвигателя
через трансмиссию и контрприводы.
Групповая система охлаждения отличается от центральной тем, что общие
агрегаты обслуживают лишь небольшое количество однотипных станков. При этом
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. 854, на которой: 9 — простой сетчатый фильтр для
возвращающейся жидкости, 2—отстойник, 3 — резервуар, 4 — фильтр, 5 — насос
охлаждения, 6—электродвигатель насоса, 7 — труба, через которую нагнетается
жидкость. 8—маховичок для регулирования подачи ее. <
Устройства для охлаждения инструментов
771
Фиг. 854.
Предпосылкой для применения подобных постов охлаждения является прежде
всего централизованное производство их в достаточном количестве тгпо-раг-м, ров,
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 сообра-
зованной с ним и делающей этот станок
вполне независимой машиной. Кроме того,
стоимость отдельного поста охлаждения мо-
жет быть не больше стоимости встроен-
ной системы охлаждения только при мас-
совом производстве таких постов. Целесо-
образнее поэтому предусматривать в проек-
тируемом станке индивидуальную систему
охлаждения, конструктивно тесно связанную
с ним. Примеры устройства таких систем
показаны на фиг. 855—857.
На фиг. 855 изображена система охла-
ждения токарно-винторезных станков модели
1Д62М. Шестеренчатый насос 3, приводимый
ремнем 4, засасывает смазочно-охлаждающую
жидкость из резервуара 1 (левая часть его
служит отстойником) через трубу 2 и по
трубопроводу 5 подает ее к соплу (наконечнику) 9. Шарнирные сочленения 7 поз-
воляют поворачивать сопло 9 соответственно желаемому направлению 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. 855.
Отработавшая жидкость стекает, унося с собой стружку, в корыто, а из него
в резервуар 7 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).
772
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Описанная система охлаждения, примененная также в других станках серии ДИП,
является очень типичной в том отношении, что состоит из минимального количе-
ства частей, необходимого для системы питания станка смазочно-охлаждающей
жидкостью. Поэтому системы охлаждения, сходные с описанной, находят примене-
ние в самых разнообразных по назначению станках, отличаясь от нее лишь типом
и производительностью насоса, формой распределителя жидкости и расположением
отдельных частей, а также некоторыми второстепенными деталями.
Фиг. 856.
Изображенная на фиг. 856 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 зубоотделочного
(шевинговочного) станка модели 571 Б, изображенной на фиг. 857. Здесь 2 — элек-
' тронасос, 3—клапан для регулирования подачи, 4 — резервуар для масла,
7 — труба для стока отработавшего масла в резервуар.
Устройства для охлаждения инструментов
77 3
Как видно из предыдущего, системы охлаждения станков могут быть сведены
к принципиальным схемам по фиг, 858, а и б, на которых обозначено: 7 —заборная
коробка с сеткой, 2 — всасывающая труба, 3— насос, 4 — подающий (нагнетатель-
ный) трубопровод, 5—перепускной клапан, 6 — труба для стока жидкости обратно
в резервуар при чрезмерном повышении сопротивления на выходе, 7 — шарнирные
Фиг. 857.
сочленения, позволяющие направить струю жидкости так, как это нужно, 8—кран
для регулирования потока жидкости, 9 — выходное сопло (наконечник) или распре-
делитель. Соответственно этим простым схемам и может быть спроектирована
Фиг. 858.
в большинстве случаев система питания станка смазочно-охлаждающей жидкостью.
В некоторых же случаях к подобной схеме должны быть добавлены дополнитель-
ные части или агрегаты, как подробнее указана ниже.
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
В. Элементы систем охлаждения т
Основные элементы систем охлаждения были перечислены на стр. 771—773.
1. Насосы. Для подачи смазочно-охлаждающих жидкостей в станках находят
применение главным образом насосы центробежные и шестеренчатые с внешним
и с внутренним зацеплением. Поршневые насосы в системах охлаждения станков
новых моделей используются редко (в некоторых, например, станках для глубо-
кого сверленая, где требуется иногда очень высокое давление жидкости), так как
они технологически сложнее насосов других типов и чувствительнее их к засоре-
нию. 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. 787).
В тех случаях, когда количество стружки, снимаемой в единицу времени, велико,
как во многих современных высокопроизводительных станках-автоматах и полу-
автоматах, необходимо быстрое смывание большого количества стружки. Это до-
стигается либо высоким давлением струи смазочно-охлаждающей жидкости, либо
подачей большого количества ее к местам отделения стружки. Недостаток первого
способа — разбрызгивание жидкости в стороны, следовательно, неудобства при
обслуживании станка, загрязнение его, неиспользование части жидкости, не попа-
дающей на инструмент или отделяемую стружку. Щитки, занавески из маслоустой-
чивой резины и тому подобные детали затрудняют наблюдение за работой; поэтому
обычно предпочитают пользоваться вторым способом, т. е. снабжать систему
охлаждения насосом, производительность которого больше — иногда в 5—8 раз —
той, которая вычисляется по мощности главного привода (см. стр. 787). Так, на-
пример, в одном специальном фрезерном станке с семью горизонтальными голов-
ками общей мощностью 110 л. с., для смазки и охлаждения фрез и для смывания
снимаемой стружки (около 45 кг/мин) на конвейер подавалось ежеминутно около
1200 л жидкости насосом высокой производительности при давлении 0,8 ати на
выходе. В большинстве случаев требуется, однако, меньший расход смазочно-
охлаждающей жидкости, что позволяет обойтись насосами нормальных размеров.
Наконец, при выполнении таких работ, как глубокое сверление труб или валов
большого диаметра, бывает необходимо для охлаждения инструмента и вымывания
стружки подавать смазочно-охлаждающую жидкость в большом количестве и под
давлением от 30 до 50 ати, а в отдельных случаях—и еще более высоким.
Соответственно тем или иным требованиям и выбираются тип и размеры насоса
охлаждения.
Для подачи жидкостей низкой вязкости — эмульсий, водных растворов электро-
литов, керосина и пр., если притом давление струи не должно превышать максимум
0,6 ати, пригодны центробежные насосы, соединенные с электродвигателем в одном
агрегате, так изображено на фиг. 859.
Производительность насосов этого типа связана с давлением зависимостью,
изображенной для насоса Р-180 по ГОСТ 2640-44 на фиг. 860 (результаты ис-
следования, проведенного 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/мин1, 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 л1мин при псанхр. — 3000 об/мин электродвигателя; эти значения Q
относятся к подъему воды температурой 15—25й на высоту 2 м при трубопроводе
Устройства для охлаждения инструментов
775
из газовых труб номинальным размером соответственно г'2", s/4", 1" и I1, /' с гори-
зонтальным участком длиной 1 м. и с четырьмя угольниками. Основные размеры
этих насосов указаны в ГОСТ.
Для подачи масел могут быть с успехом использованы лопастные насосы завода
„Станкоконструкция“ (У471—У475) и „Гидропривод" (ПП140Б и ПГ141Б i, рабо-
чее давление которых доходит до 60—65 ати. Конструкция их, эксплоатацион-
пр. подробно рассматриваются в разделе „Гидроприводы стан-
ков". Последнее относится также к шестеренчатым насосам
(например, типов НШФ, 112Б, 35ПГ11 и др.), которые ши-
роко используются в системах охлаждения, главным образом
для подачи масел при давлении на выходе до 5 ати (шесте-
ренчатые насосы низкого давления). Шестеренчатые насосы
ные характеристики и
Фиг. 861.
могут развивать давления до 70 ати, следовательно, ими можно пользоваться и в тех
случаях, когда смазочно-охлаждающая жидкость должна поступать к месту потребления
иод большим напором. Наиболее употребительны в системах охлаждения шестерен-
чатые насосы наибольшей производительностью до 200—250 л/мин.
В станках для глубокого сверления каждый шпиндель обслуживается обычно
отдельным шестеренчатым насосом нормального исполнения, реже поршневым на-
сосом. На фиг. 861 изображено
устройство сдвоенного шестерен-
чатого насоса, предназначенного
для обслуживания двух шпинде-
лей, разработанного и внедрен-
ного в производство на одном из
наших заводов инж. В. А. Ма-
словым. Насосы разделены стен-
кой 2. Чугунные втулки 1, вкле-
енные в корпусы насоса карби-
нольным клеем, делают излишней
замену корпусов вследствие из-
носа.
Хорошими эксплоатацпонными
качествами отличаются шестерен-
чатые насосы с внутренним за-
цеплением (роторные насосы), довольно широко применяемые в системах охлажде-
ния различных станков, например револьверных станков моделей 136 и 137,
многошпиндельных токарных автоматов моделей 122, 123 и 126 и др.
Насосы этого типа применяются преимущественно при давлениях на выходе до
6—8 ати.
При выборе насоса охлаждения часто имеют очень важное значение преимуще-
776 Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
ства электронасосов перед насосами, приводимыми посредством ремня или другой
передачи (цепной, эксцентриковой) от одного из валов станка. К числу этих пре-
имуществ 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 электронасосу.
В отдельных станках гидрофициров :нных моделей нашли применение насосы
охлаждения с гидравлическим приводом.
Насос для системы охлаждения получается, как правило, со стороны, как
готовый агрегат. При разработке условий на поставку насоса следует требовать
помимо определенной производительности, давления и высоты засасывания также
спокойной, без сотрясений, работы насоса (по две опоры у вала электродвигателя
и вала рабочего колеса) и надежной защи:ы от попадания внутрь стружки и грязи.
В тех случаях, когда выход из строя насоса охлаждения во время работы
станка угрожает серьёзным ущербом — браком крупного изделия, повреждением
сложного и дорогого инструмента и т. п., станок должен быть снабжен двумя
насосными установками одина-
ковой производительности, одна
из которых служит резервной.
2. Р езе р в у а р ы и от-
стойники. Резерву гр для
смазочно-охлаждающей жидко-
сти должен им.ть достаточно
большую емкость, определяе-
мую расчетом (см. стр. 788),
быть доступен и удобен для
периодического осмотра и очи-
стки и способствовать, по-
скольку это зависит от устрой-
ства самого ре ервуара, чистоте
жидкости, поступающей к ме-
стам потребления ее. В каче-
стве резервуара может быть использована какая-нибудь достаточно большая полость
(или полости) в станине или в основной плите, иногда в стойке станка, либо он может
быть изготовлен отдельно из листового металла или в виде отливки и укреплен внутри
станины, 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 см .зочно-охлаждающая система станка про-
ектируется как комплектный ai регат 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 помоши 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 достато .но долго для того, чтобы примеси успели
выпасть в осадок. Осаждению примесей способствуют малая скорость протекания
жидкости через резервуар, а также резкие измене шя направления потока от входа
к выходу, для чего внутри резервуара делают стенки-перегородки как это видно
на фиг. 855 и схематически показано на фиг. 862, а — г. Устройство по фиг. 862, а
неудачно, так как поток жидкости свободно уносит по крайней лере часть осадка
из первого отсека резервуара, в который стекает загрязненная жидкость, в третий
отсек. При устройстве по схеме фиг. 862, б, после заполнения первого отсека
резервуара вновь поступающая в него жидкость, более нагретая, сразу пере-
Устройства для охлаждения инструментов
777
ливается во второй отсек, не успев освободиться от взвешенных в ней мелких
примесей; в третий отсек, откуда жидкость засасывается насосом, она переходит
из среднего отсека под перегородкой, унося с собой часть загрязнений. Жидкость,
заполняющая первый отсек, участвует в циркуляции очень мало.
От этих недостатков свободны резервуары, устроенные по схемам фиг. 862, в
(см. указанное стрелками направление потока), г (две перегородки различной
высоты) и д.
Желательно, чтобы крупная стружка и куски металла задерживались до по-
ступления смазочно-охлаждающей жидкости в резервуар во избежание необходи-
мости в чрезмерно частой очистке его. Это достигается посредством крышки
с отверстиями, закрывающей резервуар сверху, или сита, установленного на пути
стекания жидкости между корытом станка и резервуаром, или сита, закрывающего
выходное отверстие сточной трубы. Последний вариант наименее удобен в экспло-
атационном отношении, так как требует
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 отвер-
стия или люки, закрываемые резьбо-
выми пробками.
Сток жидкости в резервуар должен
быть сконструирован так, чтобы жид-
кость не разбрызгивалась. В этом отно-
шении из трех вариантов по фиг. 863
наилучший — первый (а), хуже всех —
третий (в).
3. Т р у б о п р о в о д ы и арматур
инструменты свое положение на станке
то насколько значительно, выбирается
а)
' Фиг. 863.
а. В зависимости от того, изменяют ли
во время работы или нет, и если изменяют,
конструкция трубопровода для смазочно-
охлаждающей жидкости. При неизменном положении инструментов трубопровод
можно собрать из жестких отрезков труб. Если инструмент перемещается, то в
трубопровод должен быть включен гибкий рукав или телескопический участок. Гибкий
рукав применим как при больших, так и при малых перемещениях инструмента,
Фиг.
Фиг. 865.
телескопические трубы удобнее при небольших перемещениях. В большинстве
случаев отдают предпочтение гибкому рукаву, так как надежное уплотнение теле-
скопических 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 насо-а, чтобы скорость потока жидкости была
778
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
умеренной. Если производительность насоса больше той, какая нормально соответ-
ствует сечению труб, рабочий вынужден прикрывать кран, и насос работает
в большей или меньшей степени на перепуск.
Наибольшим распространением в системах охлаждения станков пользуются
газовые трубы номинальных размеров 6? =1/4'', 3/8", 112", 3 ". Для таких именно раз-
меров нормализованы ЭНИМС для централизованного производства поворотные со-
единения по фиг. 864 (параллельное, А65-1), фиг. 865 (угловое, А65-2), фиг. 866
(параллельное, А65-3). Корпус этих соединений — чугунный, остальные детали — сталь-
ные. Для сборки трубопроводов охлаждения необходимы, кроме того, стандартные
соединительные части (фитинги) — угольники, муфты прямые и переходные, тройники,
ниппели и пр., изготовляемые, как прави-
ло, из ковкого чугуна (ОСТ 752—776)
и получаемые станкозаводом со стороны.
Фиг. 867,
Для регулирования потока
ее в трубопровод охлаждения
смазочно-охлаждающей жидкости, пуска и остановки
нужно включить по меньшей мере один кран перед
Фиг. 868.
самым распределителем или нако-
нечником либо несколько дальше
от него. Нередко для более удобного
регулирования струи в трубопроводе
ставят два крана. Проходной муф-
товый натяжной кран диаметром
условного прохода Dy = 10 ж- 40 мм,
рекомендуемый для трубопроводов
охлаждения станков (нормаль стан-
костроения А81-1, ОСТ 23022-39),
показан на фиг. 867. *
В трубопровод охлаждения дол-
жен быть включен, кроме того, пре-
дохранительный (разгрузочный, об-
ратный) клапан для перепуска избы-
точного количества жидкости обрат-
но в резервуар (см., например,
фиг. 868).
Для соединения металлического
гибкого рукава с газовой трубой
служат ниппели, устройство которых
изображено на фиг. 869 (нормаль станкостроения А16-1). Одним концом ниппель
навертывается на газовую трубу (трубная резьба d = ~ ), к другому концу
припаивается металлический рукав, выбираемый по нормали станкостроения Э82-1".
4. Наконечники, распределители и прочая арматура для
подвода смазочно-охлаждающей жидкости к месту резания.
.л я того чтобы затрата энергии на привод насоса охлаждения не была без
Устройства для охлаждения инструментов
779
надобности большой, поток эмульсии, мыльной воды, масла и т. д. должен иметь
в каждом случае обработки определенное направление. При неудачном направле-
нии потока смазочно-охлаждающей жи кости действие ее может быть ослаблено
настолько, что инструмент будет перегреваться и часто выходить из строя, а обра-
ботанная 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.
В нормали станкостро пия Н02-Ю, 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)
достаточен простейший наконечник по фиг. 870, образованный стандартным
угольником. Наконечник в форме отрезка трубы со скошенным концом (фиг. 871)
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. 872, изготовляемые из куска газовой
Трубы, один конец которой расплющивают и иногда закругляют или скашивают.
Фиг. 869.
Фиг. 870.
а другой — нарезают для присоединения к трубопроводу, подают широкую струю
смазочно-охлаждающей жидкости; поэтому они применяются при работе инструмен-
том шириной примерно до 60 мм (наконечник из газовой трубы 3/4"); толщина
струи составляет при этом 10—15 мм.
На фиг. 873 изображен наконечник к гибким металлическим рукавам (нормаль
станкостроения А15-1); рекомендуется его наружную поверхность хромировать,
цинковать или кадмировать.
Многие станкозаводы применяют наконечники собственной конструкции, разра-
ботанной на основе опыта. Для примера на фиг. 874 показан наконечник охла-
ждающего трубопровода некоторых моделей станков Горьковского завода фрезер-
ных станков; как самый наконечник (сопло) 7, так и поворотное соединена 2
отличаются здесь от нормальных деталей, разработанных ЭНИМС (см. приведенные
выше фигуры). В наконечнике по фиг. 875 устроена внутренняя стенка а, заста-
вл иощая поток жидкости резко изменять свое направление перед выходом из на-
конечника, что способствует отделению из жидкости воздуха (выходит из патрубка 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. п_, или
на один инструмент, ширина которого изменяется в соответствии с выполняемой
работой, или на инструмент, режущая кромка которого имеет фасонное очертание.
В подобных случаях с ганок должен быть снабжен наконечником, позволяющим
получить струю жидкости требуемой формы. На фиг. 876 изображен многоструй-
ный наконечник (по нормали ЭНИМС Н02-Ю) для подачи смазочно-охлаждающей
жидкости на инструменты операционных многорезцовых токарных, многошпиндель-
ных сверлильных и других станков. Как видно из фигуры, относительное распо-
ложение отдельных струй жидкости остается здесь неизменным.
На фиг. 877 изображен распределитель для зубострогального станка.
780
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Он состоит из неподвижной внутренней трубы 7, 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.
Принцип подачи смазочно-охлаждающей жидкости в виде струи определенного
очертания понятен из фиг. 878.
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 хонинг-станки) и в тому подобных случаях. Пути кон-
структивного решения таких задач поясняются примерами, приведенными ниже.
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. 879.
Жидкость под давлением поступает через ниппель 6 внутрь корпуса 7 и далее
в кольцевой зазор между направляющей втулкой 5, запрессованной в корпус 7,
и стеблем 9, в просверливаемый канал заготовки 7, откуда вместе со стружкой
возвращается обратно через канал трубчатого стебля 9. Корпус уплотнен с одной
стороны сальником 8, с другой—резиновой прокладкой 2, которая вставлена
в кольцо 3, опирающееся на упорный шарикоподшипник 4. Корпус 7 устройства
устанавливается в направляющей стойке станка перед обрабатываемой заготовкой.
Во время сверления канала стойка вместе с водоприемником плотно прижата к за-
готовке, причем резиновая прокладка 2 упирается в ее торец и вращается вместе
с ней. Корпус 7 остается при этом неподвижным. Таким образом утечка или про-
сачивание жидкости с левой стороны корпуса 7 здесь не имеют места, и вместе
с тем не происходит истирания 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
либо в приспособлении, которое служит для его крепления.
Опыт последних лет показал целесообразность охлаждения инструмента воздушно-
эмульсионной смесью (распыленной сжатым воздухом эмульсией) при глубоком
сверлении или расточке отверстий. Помимо более экономного расхода эмульсии
при этом достигаются некоторое повышение стойкости инструмента, более высо-
кая 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 непрерыв-
ным выдуванием ею стружки. Благоприятный эффект достигается также при раз-
вертывании и нарезании резьб метчиком. Устройство для подачи воздушно-эмуль-
сионной смеси, разработанное на одном из заводов в Новосибирске инж. Г. И. По-
кровским, показано на фиг. 880 и 881. На первой из них представлены две схемы
распыливания эмульсии сжатым воздухом (давление 2—3 кг,сж2), поступающим
из общей воздушной сети цеха; бачок с эмульсией или водным раствором электро-
лита устанавливается непосредственно у станка. Фиг. 883 изображает наконечник
и прочую арматуру устройства. Сжатый воздух поступает из гибкого рукава через
ниппель 7 в трубку Вентури 2 и проходит далее через кран 3 и угольник 4
в сопло 5 нако ечника. Суженное сечение трубки Вентури соединено 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 другая жидкость.
Последняя находится под давлением воздуха из сети (см. схемы на фиг. 880), так
как иначе разрежение в трубке 2 может оказаться недостаточным для засасывания
жидкости из бачка.
Трубку Вентури вместе с деталями для подвода эмульсии можно также при-
Устройства для охлаждения инструментов
781
Угольник
Фиг. 871.
Фиг. 872.
Фиг. 875.
Фиг. 876.
Фиг. 878.
Фиг. 879.
Т&2
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
соединить к колпачку, расположенному на баке с эмульсией, а самый наконечник
(детали о, 4 и 5) отделить от трубки Вентури и установить на станке совершенно
так же, как наконечники описанных выше типов, для подвода к требуемому месту
смазочно-охлаждающей жидкости.
Трудна Вентури
Наконечник
Схема /
Наконечник ,
^жатьй воздух
с эмульсией
бачок
с эмульсией
/Грудка
Вентури
Фиг. 880.
А
Схема U
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. Устройства для очистки жидкости. Прием-
Фиг. 881.
ные фильтры, через ко-
торые насос засасывает
смазочно - охлаждающую
жидкость из сборного
резервуара, имеют обыч-
но простейшую конструк-
цию (см., например,
фиг. 882, разработанная
ЭНИМС нормаль станко-
строения Х41-1). На
фиг. 882: 7 —чугунный
корпус приемного филь-
тра, 2 — кольцо из пру-
жинной стали, 3 — сетка
из некорродирующей про-
волоки. Корпус имеет
трубную резьбу нормаль-
, 1"
ного диаметра d — ^
~ 1 диаметр D =
= 120-^-190 льм, полная
высота Н =- 50 75 мм.
Иногда приемные филь-
тры сходной конструк-
ции приваривают или при-
паивают к внутренней
стенке резервуара для
жидкости.
Для шлифовальных и доводочных станков, которые требуют более тшатель"ой
очистки циркулирующей жидкости во избежание повреждения (брабатываемой
поверхности частицами металла, абразива и связки и пр., следует предусматривать
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 аб, азивного износа трущихся
Устройства для охлаждения инструментов
783
I
Фиг. 882.
поверхностей станка (направляющих и пр.) и ослабляет опасность 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. 753), но 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. 883, а — г (фильтр
бесцентровошлифовального станка). Жидкость, предва-
рительно очищенная от крупных частиц металла шли-
фующего и ведущего кругов в отстойнике, окончательно
освобождается от загрязнений, проходя через ряд сеток
и дисков (детали в и г на фиг. 883, г), расположен-
ных в фильтре.
Для управления фильтром служит рукоятка 7,
жестко связанная с золотником 9, который можно уста-
навливать ею в трех различных положениях в кор-
пусе 8, прикрепленном к корпусу 1 фильтра. При уста-
новке рукоятки 7 в положение, показанное на фигуре,
жидкость прогоняется насосом через фильтр и, очи-
щенная в нем, попадает на обрабатываемую поверх-
ность; поворотом рукоятки 7 по часовой стрелке
(см. фиг. 883, а) можно регулировать поток жидко-
сти; при повороте ее на 90° подача охлаждения
полностью прекращается. Фильтрация жидкости производится здесь только при
чистовом шлифовании.
Если рукоятку 7 повернуть на 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
Фиг. 883.
положение отвечает черновому шлифованию, когда особо высокая чистота жил ко-
сти не имеет значения, и поэтому не следует без надобности засорить фильтрую-
щий элемент устройства.
Наконец, при установке рукоятки 7 на 180° от положения, показанного
на фиг. 883, а, жидкость, подаваемая нвсосом, проходит через фильтр в противопо-
ложном направлении, вымывая из него накопившийся осадок через н жний патру-
бок (фиг. 883, б) обратно в отстойник. Эта операция промывки фильтра произво-
дится во время каждого перерыва в работе.
Фильтрующий элемент 2 состоит из трубчатою держателя д (фиг. 883, в и г)>
на который насажены поочередно круглые проволочные сетки в и фильтрующие
784
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
для выпуска воздуха,
Для выпуска воды и
облегчается тем, что
зажимается
грязи преду-
дно фильтра
шлифующего
диски г; набор их зажимается между шайбами б и е посредством крыльчатых
гаек а и з.
Верхняя крышка 4, снабженная винтом 5
на корпусе 1 фильтра посредством гайки б.
смотрена резьбовая пробка 70; эта операция
имеет наклон в сторону выпускной пробки.
Фильтры удобны в тех случаях, где количество частиц металла,
круга и пр., загрязняющих смазочно-охлаждающую жидкость, не слишком велико
и где поэтому периодическую разборку фильтра и смену его деталей приходится
производить не чаще, примерно, одного или двух 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
пригодным, так как требует слишком
1 m в неделю, то фильтр становится мало
большого ухода или вообще не справляется
с очисткой жидкости. Поэтому в подоб-
ных случаях приходится обращаться к
другим способам очистки ее.
Хорошие результаты дает центробеж-
ная очистка смазочно-охлаждающей жид-
кости, для чего используются центри-
фуги различных конструкций; обычно одна
такая машина обслуживает несколько стан-
ков.
Для очистки жидкости от частиц ста-
ли и чугуна применяют магнитные сепара-
торы разнообразных конструкций. Однако
существенный недостаток магнитных се-
параторов— неспособность очищать жид-
кость от частиц шлифовального круга,
От этого недостатка свободны центрифуги
Фиг. 384.
металлов.
которых основано на использовании эффекта центро-
Одно из них
металла, абразива и пр. к стенкам бака 4. Насос засасывает
жидкости в баке, где она
и перекачивает ее в'сборный резервуар 7. Благодаря простой
а также от стружки цветных
и другие устройства, действие
бежной силы („циклоны"). Одно из них показано на фиг. 884. Отработавшая
смазочно-охлаждающая жидкость попадает на лоток 2 и стекает в круглый бак 4
по наклонной трубе 3, установленной в последнем так, что поток жидкости течет
по стенке бака, как показано стрелкой. Благодаря этому вся жидкость в баке
находится в состоянии хотя и медленного, но непрерывного кругового движения.
Несмотря на небольшую скорость последнего, возникающие центробежные силы
достаточны, как показал опыт применения таких устройств, для того,чтобы отбра-
сывать частицы
жидкость через труб}г 5 из середины верхнего слоя
наиболее чиста,
форме бака 4 очистка его не представляет затруднений.
Пользуясь этим же принципом — использования центробежной силы для отде-
ления тяжелых частиц из охлаждающей жидкости, можно спроектировать очи-
стители также и других конструкций.
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 происходит настолько быстро, что она не успе-
вает остынуть до температуры хотя бы порядка 20е или если постоянство темпе-
ратуры охлаждающей жидкости имеет особенно важное значение, как, например,
в резьбошлифовальных и некоторых других высокоточных станках, то в системе
циркуляции необходимо устройство для охлаждения жидкости, так как иначе при-
Устройства для охлаждения инструментов
785
ходилось бы периодически останавливать станок; при некоторых работах, напри-
мер на плоскошлифовальном станке, наблюдалось повышение температуры охла-
ждающей жидкости с 20 — 25° до 60—65° за 1—2 часа. Постоянство температуры
смазочно-охлаждающей жидкости способствует при прочих одинаковых условиях
сужению поля допуска обрабатываемых деталей, 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. 885 схематически показано устройство, применяемое
на станке для нарезания точных ходовых винтов. Смазочно-охлаждающая жидкость
нагнетается электронасосом 1 через шпиндель и неподвижное кольцо 5 в трубку б,
снабженную отверстиями, из. которых жидкость стекает на нарезаемый винт. По
пути в шпиндель жидкость проходит через змеевик 3, охлаждаемый водой, про-
текающей через бак 2. Температура жидкости контролируется пятью термометрами,
установленными у шпинделя, у отверстия охлаждающей трубы, на ходовом винте
и на направляющих станины, и регу-
лируется с помощью крана 4.
В некоторых резьбошлифовальных
станках температура циркулирующей
жидкости поддерживается на постоян-
ном уровне посредством встроенной
в станок фреоновой холодильной ма-
шины, автоматически включаемой и
выключаемой в зависимости от тем-
Фиг. 885.
пературы охлаждающей жидкости.
Команда дается при этом термоме-
тром, измеряющим температуру жидкости
на выходе либо температуру, шлифуемого
винта.
В последние годы появились сообщения о выгодных последствиях „глубокого" —
до температур -|- 3 5° С — охлаждения смазочно-охлаждающей жидкости, которое
позволяет благодаря энергичному отводу теплоты от инструмента значительно
повышать скорости резания при неизменной стойкости инструмента и прочих оди-
наковых условиях либо увеличить стойкость режущего инструмента на 20 — 1СЮ°/0
при неизменном режиме резания. Охлаждение до указанных температур требует
установки при станке холодильной машины. Следует, однако, заметить, что дей-
ствительный производственной эффект глубокого охлаждения проверен пока еще
далеко не достаточно.
Устройство для охлаждения циркулирующей жидкости нетрудно скомбинировать
в одном агрегате с магнитным сепаратором или другим устройством для очистки
ее от стружки и других твердых частиц.
В некоторых новых станках для охлаждения смазочно-охлаждающей жидкости
применяются устройства с вентилятором, позволяющие несколько уменьшить емкость
резервуаров и отстойников.
7. Корыта. Стоки. Защита рабочего и станка. Для стока отработав-
шей смазочно-охлаждающей жидкости проектируемой 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. 129), корыто иногда несет также функции ребра
жесткости и поэтому отливается за одно целое 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 листо-
вой стали, также и в случае литой станины.
Сточная ванна устраивается постоянной (прилитой или приваренной) либо под-
50 АчсркЕн Н. С. 565
786
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
весной (см., например, фиг. 855 и 886 — станина токарного станка модели 1617),
либо передвижной на катках и т. п. (см. схему на фиг. 887).
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. 888 — станина 7 многорезцевого токарного полуавтомата модели 1730
с резервуаром-корытом 3 и щитками 2 и 4). Все ограждения и щитки этого назна-
чения должны быть сконструированы так, чтобы не мешать установке и снятию
изделий, измерению их, наблюдению за работой и пр. (откидные на шарнирах,
подвесные, вставляемые в пазы, телескопические и тому подобные щитки).
Фиг. 888.
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 долговечности
изоляции электрических проводов, а одновременно и экономии масла; при испыта-
нии 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.
Определение производительности насоса охлаждения
787
§ 86. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ НАСОСА 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. сгр. 763). Пусть Q — искомая произво-
дительность в л[мин, f — удельный вес смазочно-охлаждающей жидкости в кг/л,
с — ее теплоемкость в ькал/кг0 С, Д£— допускаемое повышение температуры
циркулирующей жидкости в °C, a N—мощность двигателя главного привода в л. с.
Достаточное охлаждение будет, очевидно, вполне обеспечено при соблюдении
условия
_ . , 75-60W ,ос , .
Q.pc-A/=—, (86.1а)
если только вся охлаждающая жидкость будет попадать куда требуется и нагреваться
при этом на Д t °C (правильное направление струи и правильное регулирование
потока жидкости). Из последнего соотношения следует:
Q = -----г; ~ 10,5--Г.лмин. (86.16)
427тс-Д/ т- с-М 1 4 '
Для водных растворов электролитов и эмульсий обычного состава можно при-
нимать f=l кг] л, с=1 ккал/кг0 С; следовательно, для этих жидкостей те.оре-
тически .
Q = 10,5-^- л/мин. ; (86.2)
Для минеральных масел, используемых в системах охлаждения станков, в сред-
нем = 0,88^0,9 кг]л, с = 0,45 ккал!кг° С (см. стр. 763), и для них
Q 2Q,5-~ л/мин. (86.3)
В действительности не вся жидкость эффективно используется: часть ее проходит
мимо нагретых инструментов и стружки и уносит лишь малое количество тепла
(или совсем не уносит его), часть — разбрызгивается, испаряется, иногда диссоци-
ирует; загрязнения уменьшают теплоемкость жидкости. С течением времени вслед-
ствие износа уменьшается объемный к. п. д. насоса. По этим причинам расчетную
производительность насоса, вычисленную по формуле (86.16), следует увеличивать
« по крайней мере на^5О°/0, т. е. выбирать насос по производительности
м
Q х 15------ л мин. (86.4)
7-с- Дг ' v ’
Допускаемое повышение A t температуры смазочно-охлаждающей жидкости
зависит от условий остывания ее на обратном пути в резервуар-отстойник и
в самом отстойнике. По соображениям достаточной стойкости инструментов темпе-
ратура оставляющей их жидкости не должна быть выше примерно 40° С; темпера-
тура подводимой эмульсии должна лежать по возможности в границах между 15 и 20°,
подводимого масла — между 20° и 25° С. Таким образом должно быть А/* '25 ° С,
а практически лучше ограничивать, если это возможно, повышение температуры
циркулирующей жидкости значениями A t— 10-5- 15еС.
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 произ-
водительность насоса должна быть много больше—иногда в 5—8 раз, чем это
получается из формулы (86.16). Для контроля правильности выбора насоса охла-
ждения можно пользоваться цифрами, установленными из опыта эксплоатации
станков различных типов. Эти цифры колеблются в широких пределах — от
2—3 л! мин (например при чистовом точении, при чистовом нарезании зубчатых колес
с охлаждением сульфофрезолом) до 300—350 л/мин (тяжелые шлифовальные, неко-
788
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
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 У > (Ю-ь-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 V ~
«(2-3/Q.
Полезный объем резервуара для жидкости, пропущенной через отстойник или
фильтр, можно определить также, 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, предложенным
канд. техн, наук Л. Б. Эрлихом в 1938 г. [7] и излагаемым ниже с некоторыми
изменениями. В основе этого способа лежит условие, чтобы за время протекания
жидкости через отстойник все взвешенные в ней частицы, в том числе и находя-
щиеся в самом верхнем ее слое, успели выпасть в осадок. В таком случае полу-
чатся 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
равномерно, т. е. считать v и w постоянными, то указанное выше исходное усло-
вие может быть написано в следующем виде:
h /
, >: j W V
(86.5)
Очевидно, также, что скорость протекания жидкости через резервуар связана
с его сечением F и расходом Q соотношением
' 106-Q
v — 6Q./7 мм/сек. (86.6)
Отсюда . J ......
F = Я. мм*, (86.7)
а из соотношения (86.5)
(86.8)
где для надежного действия отстойника должно быть &> 1. Коэфициент k тем ближе
к единице, чем рациональнее устроен отстойник.
Вычислив w и выбрав -у, как указано ниже, можно найти необходимое по-
перечное сечение F отстойника из уравнения (86. 7) и далее, задавшись одним из
размеров этого сечения или отношением двух размеров его, определить h и, на-
конец, I из формулы (86.8). Чаще всего поперечное сечение горизонтального
отстойника имеет форму прямоугольника; если b — ширина последнего в мм, то,
выбрав подходящее отношение b : h = m, получим из (86. 7)
(86.9)
Расчёт резервуаров-отстойников
789
следовательно,
и
, , т Г 105-tn Q
b = nih — I/ —-— • — мм
т 6 V
W 6m v
ММ.
(86.10)
(86.11)
б) Для вертикальных отстойников. В отстойниках этого типа, имею-
щих форму вертикального цилиндра (трубы) или призмы, жидкость движется снизу
вверх (см., например, фиг. 862,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 (86. 7),
в которой величина Q расхода жидкости известна, а скорость ч) выбирается, как
указано ниже. Далее находят размеры поперечного сечения так же, как для гори-
зонтального отстойника.
Высота h отстойника
может быть найдена,
продолжительности отстаивания,
отстойника. Так как V — F- h
т. е. отношением V: Q, где
„ Fh
мм3, то Т = -ттй-^, откуда
’ 106-Q J
Т мм, (86.12)
если задаться значением Т мин.
17—рабочий объем
где попрежнему Q — в л'мин. Если задаться Г, то можно
найти полезную высоту отстойника также из очевидного
соотношения
А - 60- и Т мм.
(86.13)
Для величины Т практически принимают значения в пре-
делах примерно между 3 и 15 мин.
Скорость w падения твердых частиц в движущейся
жидкости можно найти, исходя из основного уравнения дви-
жения тела в восходящем потоке жидкости. На тело дей-
ствуют следующие силы (см. фиг. 889): собственный вес
G — где —объем тела, —его весовая плотность (вес единицы объема);
равнодействующая давления жидкости на тело, равная R = Vj f, где f — весо-
вая плотность жидкости; сила Р сопротивления жидкости движению тела в ней.
Если тело движется в жидкости равномерно, т. е. его скорость чю = const, то
должно быть
G- R-P = 0 или R=V1(I1 -Т). (86.14)
11ри этом 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 и этого тела относительно потока
жидкости, т. е. от величины и — v -\~Ч0, где v — скорость жидкости.
Твердые частицы, движущиеся в потоке, имеют, вообще говоря, самую разно-
образную форму; это относится в полной мере к частицам металла, шли-
фующего материала, связки и т. д., загрязняющим смазочно-охлаждающую жидкость.
Для возможности решения поставленной задачи приходится по необходимости пре-
небрегать этим обстоятельством и считать все частицы шарообразными, поскольку
вид функции Р известен с наибольшей точностью для тел именно этой формы.
В случае ламинарного течения жидкости, по формуле Стокса для шара
(86.15)
790
Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента
Здесь d — диаметр шара; v — кинематический коэфициент вязкости; g — ускорение
силы тяжести; значения и и те же, что и выше.
тг cP /
Так как кроме того, Vt— —g- -, то формула (86. 14) принимает вид
3nd-^ = ^ (ъ Л). (86.16)
Отсюда, если обозначить = 8, получится: > :: , г. , (
. ' " ... ' « = У-Г w = -^-(8 — 1)’
f^(8 - 1) г. (86.17)
При скорости жидкости
vKPUm= 4£ч51) .. . (86-18)
скорость падения тела в жидкости w=0, т. е. оно остается взвешенным в ней.
Должно быть, следовательно, во всех случаях г'<‘У/£^ит.
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 (86. 17)
w=-f^(3-l). • (86.19)
Эта формула применима при соблюдении условий:
и-’ - < 2300,
; у
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 = — С 300,
сила Р определяется из' соотношения
Р = Д_ . - (86.20)
: 4 g 2 У Не ’ '
где а — некоторая постоянная, приблизительно равная 10, а значения остальных
букв — те же, что выше.
При указанном характере течения жидкости уравнение (86. 14) принимает вид
7td2 у и2 a TtrfS
' "4“ w = пг(ь-^- (86-21>
п г, U’d
После подстановки сюда выражения Re ~ — отсюда находится скорость и и
затем
w = и — v = 1 )% ~~ v- (86- 22а)
Расчёт резервуаров-отстойников
791
Чтобы твердые частицы выпадали в осадок (а/>0), скорость течения жидкости,
проходящей через отстойник, должна, следовательно, удовлетворять условию
(86.226)
7 Vv
Для водных растворов электролитов можно принимать, как и для воды, у =
= 1 лгг/л=10"3 л'г/сл3; при этом отношение 8 == численно равно —весовой
плотности материала твердых частиц, выраженной в кг/л (или г/смя). Коэфициент
кинематической вязкости воды для различных температур t:
t в °C............... 10 15 20 25 30 35 40
102-v в с.и'/сек .... 1,31 1,14 1,00 0,90 0,80 0,72 0,66
Для 5°/0-ной эмульсии можно пользоваться с точностью, достаточной для рас-
чета отстойников, этими же значениями у и v.
Для минеральных масел в среднем у ~ 0,88 кг/л = 0,88 • 10~3 кг/сл3. Коэфи-
циент кинематической вязкости вычисляется для этих масел по формуле
ч=10 ! ("0,0731Е - л2/сек = (о,О731Е------см2‘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.
А фанасьева:
Е
а
1,15
0,062
1,4
0,060
1,6
0,057
1,8
0,054
2
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.
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА
А. Смазка
1. Нормали станкостроения, „Станки и инструмент' № 2/3, 1942, К» 3, 1944.
2. Бернштейн Г. Д., Фильтрация смазочных масел в автотракторных двигателях,
„Советская наука", 1940,
3. Ермаков В. В., Испытание смазочных фитилей, „Станки и инструмент* № 5, 1938.
4. Л о па то А. Я., Исследование пластинчатых фильтров смазочных и гидравлических
систем металлорежущих станков, „Станки и инструмент" № 10, 1948.
5. Мазырин И. В., Смазочные приборы и устройства, Энциклопедический справочник
„Машиностроение", т. 2, 1948.
б. Пуш В. Э., Системы смазки металлорежущих станков, Машгиз, 1948.
7. Справочник по применению и нормам расхода смазочных материалов, Гостоптехиздат
1947.
Б. О х л а жденис
1. Нормали станкостроения, „Станки и инструмент" № 9/10, 1943.
2. О ш е р Р. Н„ Охлаждающие и смазочно-режущие жидкости при резании металлов,
„Труды Всесоюзной конференции по станкостроению", т. II, Машгиз, 1946.
792 Слиточные устройства и устройства для охлаждения инструмента
3. Пл стене ва Н. А. и Ре бин дер П. А., Физико-химическое исследование охла-
ждающей способности жидкостей при резании металлов, .Известия Академии наук СССР.
Отделение технич. наук" № 12, 19-16.
4. Покрове и кй Г. И., Охлаждение режущего инструмента сжатым воздухом. .Станки
и инструмент" № 4/5, 1944.
5. Ре биндер II- А. и Петрова Н. Н. Основные технологические свойства сма-
зочно-охлаждающих жидкостей, применяемых при обработке металлов, .Вестник техни-
ческой информации МСС“ № 25/26, 1946.
6. У стииов С. А., Новый насос для охлаждения, .Станки и инструмент" № 9, 1945.
7, Эрлих Л. В., Резервуары для эмульсии в металлорежущих станках, .Подшипник"
№ 8/9, 19 38.
ПРИЛОЖЕНИЕ 1
Числа зубьев сопряженных колес для передаточных отношений от 1 :1 до 1 '.5,96
1: 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 1-.
1,00 1,06 1,12 1,19 15: 15; 0 15: 16; -0,7 16:16; 0 15: 17; —1,0 16 : 17; —0,3 15:18; -1,0 17: 17; 0 16 : 18; —0,3 17: 18; 0 16:19; +0,01 18:18; 0 17:19; +0,4 18: 19; +0,4 7:20; +1,0 19:9; 0 18: 20; +1,0 19 :20; +0,6 1,00 1,06 1,12 1,19
1,26 1,33 1 41 1,50 12: 18; -0,3 15:19; -0,6 14 -.20; -1,1 15:20; 0 14 :21; -0,3 16:20; +0,7 15:21; +0,9 1,26 1,33 1,41 1,50
1,58 1,68 1,78 1,88 > 12:19; 4-0,1 12:20; +0,7 11 :21; -1,3 13 :22; —0,8 14:22; +0,9 13:23; +0,5 15 : 24; - 0,9 14:25; 0,4 1,58 1,68 1,78 1,88
2,00 2,11 2,24 2,37 10:20; -0,2 10:21; +0,6 11: 22; -0,2 11:23; +1,1 10: 24; —1,2 12:24; -0,2 11:25; -1,5 12:25; +1,4 11 : 26; +0,3 13:26; -0,2 12:27; -0,5 2,00 2,11 2,24 2,37
2,51 2,66 2,82 2,99 8: 24; —0,5 9:24; -0,2 9: 25,+1,5 10:25; +0,5 9:27; -0,5 10:27; —1,5 10:28; +0,7 11:28; -1,3 2,51 2,66 • 2,82 2,99
3,16 3,35 3,55 3,76 7: 25; —0,7 8:25; +1,2 7:26; +1,2 8 : 27; -0,8 8 :28; +1,4 8:30; +0,2 9 :30; +0,5 3,16 3,35 3,55 3,76
Приложение 1
Продолжение прилож. 1
1: 30 31 32 33 34 35 35 37 38 39 1:
3,98 4,22 4,47 4,73 6:24; -0,5 6: 25; +1,2 6:27; -0,7 6:28; +1,4 7 : 28; - 0,5 7 :29; +1,8 7:30; —1,6 7:31; +0,9 3,98 4,22 4,47 4,73
5,01 5,31 5,62 5,96 6:30; +0,2 6:32; -0,5 5,01 • 5,31 5,72 5,96
- 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 1:
1,00 1,06 1,12 1,19 20 :20; 0 19:21; +1,5 20 : 21; +0,9 21:21; 0 21 :22; +1,1 22 :22; 0 20:24; —1,0 22:23; +1,3 23 : 23; 0 21 :25; -0,2 23:24; +1,5 22 : 25; —1,3 24 .24; 0 22:26; +0,5 23: 26; -0,7 1,00 1,06 1,12 1,19
1,26 1,33 1,41 1,50 17:23; —1,4 16:24; -0,3 18:23; 17:24; —1,5 +0,1 18 :24; 0 19:24; —0,3 19:25; +1,3 20:25; +0,7 18:27; -0,3 19:27; -0,6 20:27; -1,2 19 :28; +1,5 20 :28; +0,9 21 : 28; 0 1,26 1,33 1,41 1,50
1,58 1,68 1,78 1,88 15:25; +0,7 14:26; +1,4 16:25; + 1,4 15:27; - 1,2 17: 27; —0,2 16: 27; —0,5 15:28; +0,9 17 : 27; —0,2 - 16: 30; +0,5 17:30; +0,8 18:30; +0,7 19:30; +0,4 17:32; +0,1 1,58 1,68 1,78 1,88
2,00 2,11 2,24 237 14:28; —0,2 13:29; +0,4 14: 30; -1,4 13 : 31; - 0,6 15: 30; -0,2 14 : 31; +1,1 15:32; -0,9 14: 33; +0,6 16:32; —0,2 15:34; —1,2 2,00 2,11 2,24 2,37
2,51 2,66 2,82 2,99 11:29; +0,9 10:30; -0,5 12: 30; +0,5 11 ;31; 0 12: 32; -0,2 11 :33; -0,5 13:33; —1,0 12 :34; -0,5 13:35; —1,2 12:36; —0,5 14:35; +0,5 2151 2,66 2,82 2,99
794 Приложение 1
Продолжение прилож. 1
1: 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49
3,16 3,35 3,55 3,76 + 9 : 32; —0,2 10: 32; —1,2 10:33; +1,5 9:31; -0,5 10:34; —1,5 10 : 35; +1,4 11 : 35; —0,6 10:36; -1,4 И : 73; —0,4 10:38; -1,1 3,16 3,35 3,55 3,76
3,98 4,22 4,47 4,73 8 : 32; -0,5 7:33' +0,4 8 : 34; —о,8 8:36; -0,7 9 : 36; —0,5 8:38; -0,4 9 :38; —0,1 9 :40; +0,5 3,98 4,22 4,47 4,73
5,01 5,31 5,62 5,96 6 : 34; —0,8 - -- - 7:35; +0,2 6 : 36; - 0,7 7:37; +0,4 7 :39; +0,9 7:40; -1,6 8:40; +0,2 7 : 41; +1,7 7 :42; —0,7 5,01 5,31 5,62 5,96
1: 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59
1,00 1,06 1,12 1,19 25 : 25; 0 23:27; +1,2 24: 27; -0,3 26:26; 0 25:27; +0,2 27 : 27; 0 26:29; +0,6 25 :30; —1,0 28 :28; 0 27:29; —1,4 27: 30; +1,0 26:31; -0,3 29 : 29; 0 28 :30; —1,1 28:31; +1,3 27 : 32; +0,3 1,00 1,06 1,12 1,19
1,26 1,33 1,41 1,50 1,58 1,68 1,78 1,88 22: 28; —1,1 20:30; -0,3 22: 29; +1,2 21 :30; -1,1 23:29; -0,2 21 : 31; +1,4 22 :31; +0,2 24:30; +0,7 23 :31; —1,1 23 :32; +1,5 22:33; -0,3 25:31 ; +1,5 24 : 32; 0 23:34; +1,2 25 : 33; +1,0 24:34; —0,3 26 : 33; —0,8 1,26 1,33 1,41 1,50
18 : 32; 0 19 :32; -0,3 20 : 32; - 0,9 18:34; -0,3 19:34; -0,6 21:33; +0,9 20 : 34; —1,2 19:36; —0,6 21 : 35; +0,7 20 :36; —1,2 22 : 35; —0,4 21 :37; +0,9 20 :38; -0,9 23 :36; +1,3 22 : 37; -0,2 1,58 , 1,68 1,78 1,85
2,00 2,11 2,24 2,27 16:34; —0,5 17:34; -0,2 15 : 36; —1,2 16.36; -0,5 17 :36; —0,2 18:36; -0,2 16:38; -0,2 17:38; +0,2 18:38; +0,1 19:38; -0,2 17:40; +0,8 18: 40; +0,7 Л: 40; +0,4 2,00 2,11 2,24 2,37
Приложение 1 795
Продолжение прилож. 1
1: 50 51 53 53 54 55 56 57 5S 59
2,51 2,66 2,82 2,99 13: 37; —1,0 14:37; +0,7 13:39; —0,5 15:38; -0,8 14:39; -4-1,2 14 :40; —1,4 15 :40; -0,2 16 :40; +0,5 14: 42; -0,5 15; 42; +0,7 16 :42; +1,4 16:43; -1,0 2,51 2,66 2,82 2,99
3,36 3,15 3,55 3,76 12: 38; -0,1 11 :39; +0,1 12 : 40; +0,5 11:41; +0,8 11 :42; -1,5 13: 41; +0,2 12:42; +1,4 12:43; —1,0 13: 43; +1,3 13:44; -1,0 12:45; +0,2 14 : 44; +0,6 3 : 46; +0,3 3,16 ’ 3,35 3,55 3,76
3,98 4,22 4,47 4,73 10:40; -0,5 9 :41; -1,9 9 : 43; -1,0 10 : 42; —0,4 10 :43; —1,9 11:43; +1,8 10:44; +1,5 11:44; -0,5 10:45; -0,7 11 : 46; +0,8 10 : 47; +0,6 11 :47; -1,3 10 : 48; —1,4 12 :47; +1,6 3,98 4,22 4,47 4,73
5,01 5,31 5,62 5,96 8:42; +1,1 8:43; -1,2 8:45; 0 9:45; +0,2 9:46; —1,9 8 : 47; +1,4 9:47; +1,7 8:48; -0,7 9 :48; —0,5 9 : 50; +1,2 5,01 5,31 5,62 5,96
I: 67 61 62 вз 64 65 66 67 68 69 1,-
1,00 1,06 1,12 1,19 30:30 ; 0 29:31; -0,9 28 : 33; +0,8 31:31; 0 30:32; -0,7 29:33; -1,4 29:34; +1,4 32 :32; 0 31 :33; —0,5 30 : 34; -1,0 29 : 35; —1,5 33: 33; 0 32:34; -0,3 31 : 35; -0,6 30:36; -1,0 к - 3+:34;+ 33: 35; —0,1 32: 36; —0,3 31 : 37; -0,4 1,00 1,06 1,12 1,19
1,26 1,33 1,44 1,50 25:35; +0,9 24 :36; -0,3 27 :34; 0 26 : 35; -0,9 25:37; +1,1 28 : 35; +0,7 27 :36; 0 26:37; -0,7 29 : 36; +1,4 28:37; +0,9 27:38; +0,4 26 : 39; -0,3 29:37; -1,3 28 : 39; +1,4 27 : 40; +1,0 30:38; -0,6 29 : 39; -0,8 28 :40; -1,1 27:41; -1,5 1,26 1,33 1,41 1,50
1,58 1,68 1,78 1,88 23:37; -1,5 21 :39; +1,4 22 : 39; +0,3 21 : 40; -1,1 24:38; +0,1 23 : 39; - 1,0 22 :41; +1,1 24:40; +0,7 23: 41; -0,2 22 ; 42; -1,3 25 :40; —0,9 23 :43; +0,8 26:41; +0,5 25:42; —0,1 24: 43; -0,7 23:44; -1,5 26:43; +1,5 25 :44; +1,0 24 :45; +0,5 1,58 1,68 1,78 1,88
796 Приложение
Продолжение прилож. 1
1: ео 61 62 63 64 65 66 67 68 69 1:
2,00 2,11 2,24 2,37 20:40; -0,2 19 :42; +1,3 18 : 43; —0,7 20 : 42; +0,6 19: 43; —1,1 21 :42; -0,2 19:45; +0,1 21:44; +0,9 20 : 45: - 0,5 2 2:44; -0,2 21 : 45; -0,4 22 : 46; +1,1 | 21 :47; 0 20:47; +0,9 20 : 48; —1,2 23: 46; -0,2 22:47; -1,1 2,00 2,11 2,24 2,37
2,5) 2,66 2,82 2,99 17 ; 43; —0,7 15: 45; -0,5 16 : 45; -1-0,2 17:45; +0,5 18:45; +0,5 16:48; -0,5 17: 48; -0,2 19: 47; +1,5 18 : 48; - 0,2 19 :48; -0,6 17:50; +1,5 15 : 50; +!+ 17:51; -0,5 19: 50; +1,1 18:51; -0,5 2,51 2,66 2,82 2,99
3,16 3,35 3,55 3,76 14:47; —0,2 15 : 47; +0,9 13 :49; 0,3 15: 48; -1,2 14:49; +1,4 14:50; +0,7 15 : 50; +0,5 16:50; +1,2 15 :51; —1,5 14: 52; +1,2 16 : 51; -0,8 14:53; -0,7 15:53; +0,4 16 : 53; +1,1 15:54; —1,4 3,16 3,35 3,55 3,76
3,98 4,22 4,47 4,73 12: 48; -0,5 И : 49; +0,3 11 : 50; -1,7 12 :50; +1,2 12 : 51; -0,8 11 :52; +0,1 3 :51; +’,5 11 :53; —1,8 13 : 52; -0,5 12 : 53; +1,1 12 :54; -0,7 13 :51; +1,5 13: 55; -0,3 12 :56; +1,4 14:55; +1,3 12:57; —0,4 3,98 4,22 4,47 4,73
5,01 5,31 5,62 5,96 10:50; +0,2 9: 51; - 0,8 10:51; -1,7 9 :53; +1,2 10: 53; +0,2 9: 54; —0,7 10:54; —1,7 И : 55; +0,2 10:56; +0,4 И : 56; —1,6 10 :57; -1,3 11 : 58; +0,7 10: 59; +0,9 5,01 5,31 5,62 5,96
1: 70 71 73 74 75 76 77 78 79 1:
1 00 1,06 1,12 1,19 35,: 36; 0 3'1:36; 0 3V.37; +0,1 32 :38; +0,1 .. 36; 36;О— 35:37; +0,2 34:38; +0,4 33 : 39; +0,6 37: 37; 0 36: 38; +0,4 35:39; +0,7 34:40; + 1,1 34: 41; —1,4 38:38; 0- 37 :‘39; +0,5 36:40; +1,о 35:41; +1,5 36:41; —1,5 35:42; —1,0 39:39; 0 38 :40; +0,6 37 : 41; +1,3 37:42; —1,2 36: 43; -0,5 1,00 1,06 1,12 1,19
1,26 1,33 1,41 1,50 31 : 39; -|-0,1 30 :40; 0 29:41; -0,1 28 :42; -0,3 32:40; +0,7 31 :41; +0,8 30 :42; +0,9 29 :43; +0,9 30:43; -1,5 29:44; - 1,4 33:41; +1,3 3: 42; -1,1 32:43; -0,8 31 : 44; - 0,5 30 :45; -0,3 34:43; —0,5 33:44; 0 32:45; +0,4 31 : 46; +0,8 31 :47; —1,3 35 :44; +0,1 34 : 45; +0,8 33: 46; +Ь3 1,26 1,33 1,41 1,50
Приложение 1 797
Продолжение прилож. 1
1: 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 | 1:
1,58 27: 43; —0,5 28 :44; +0,9 28; 45; —1,4 29: 46; -0,1 30 :47; +1,2 30 : 48; —0,9 1,58
1,68 26: 44; -0,8 27: 45; +0,7 27 :46; —1,5 28 :47; 0 29 :48; +1,4 29 :49; -0,6 1,68
1,78 25 : 45; —1,2 26: 46; +0,5 27 : 48; 0 28: 50; —0,4 1,78
',88 25: 47; +0,2 26: 49: —0,1 27 :51; -0,3 1,88
2,00 24 :48; —0,2 25: 50р>—0,2 . - .4 26 J..52; -0,2 2,00
2,11 23 :48; +1,3 23 :49; -0,8 24: 50; +1,4 24 ; 5 Г; —0,5 2оТ53; -0,3 2,11
2,24 22 : 49; +0,5 22 :50; -1,5 . .. 23: 51; +1,0 23 : 52; -1,0 24: 53; +1,4 24; 54; -0,5 2,24
2,37 21 :50; -0,4 22: 52; +0,3 23 :54; +1,0 23: 55; -0,8 2,37
2,51 20:50; +0,5 20 :51; -1,5 21 :52; +1,4 21 : 53; -0,5 22 :55; +0,5 22 >56; -1,3 2,51
2,66, 19 : 51; —0,9 20: 53; +0,4 20 . 54; -1,5 21 -.56; -0,2 2,66
2,82 19:53; +Ы 19: 54; -0,8 2Q15&; +0,7 20 :57; -1,1 2,82
2,9р 18: 53; +1,4 18 : 54; -0,5 19 :56; +1,3 Г5: 57; =~+,5 20:59; +1,2 2,99
3,16 17 :53; +1,4 17 : 54; -0,4 18; 57; -0,1 19: 69;+0,1 3,16
3,35 16 : 54; —0,8 17 :57; —0,1 18 :60; +0,5 18:61;—1,2 3,35
3,55 16: 56; +1,4 16 :57; —0,4 17: 60; +0,5 17 :61; -1,1 3,55
3,76 15 :56; +0,7 15; 57; -1,1 16 :60; +0,2 16 :61; —1,4 3,76
3,98 14: 56; -0,5 15 :59; +1.2 15 :60; -.0,5 \ 16:63; +1,1 3,98
4,22 14 :58; +1,8 14 : 59; +0,1 14: 60; -1,6 15 :62; +2,0 15 : 63; +0,4 15: 64; -1,2 4,22
4,47 13: 57; +1,9 13 :58; +0,1 13 :59; -1,6 14 :62; +0,9 14 : 63; —0,7 4,47
4,73 13: 61; +0,8 13: 62; -0,8 14: 65; +1,9 4,73
5,01 12 :59; + 1,9,12 :60; +0,2 12 : 61; —1,4 13: 64; +1,8 13: 65; +0,2 13:66;—1,3 5,01
5,31 11: 59; -1,0 12: 63; +1,1 12: 64; -0,5 12 :65; —2,0 5,31
5,62 И : 61; +1,4 11 : 62; -0,2 11 :63; - 1,8 5,62
5,96 10: 60; -0,7 11 : 65; +0,8 11 :66; -0,7 12: 67; +0,7 5,96
1: 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 1:
1,00 40 :40; 0 41 :41; 0 42: 42; 0 43 :43: 0 44 :44; 0 1,00
1,С6 39 -.41; +0,8 40 : 42; +0,9 40: 43; —1,5 41 .43; +1,0 41 :44; —1,3 42: 44; +1,1 42 :45; -1,1 43: 45; +1,2 43: 46; -1,0 1,06
1,12 38 :42; +1,5 38: 43; —0,8 39 : 44; —0,5 40: 45; —0,3 41 : 46; 0 42: 47; +0.3 1,12
1,19 37 : 44; -0,1 38: 45; +0,4 39 :46; +0,8 39: 47; —1,4 40 : 47; +1,2 40: 48; —1,0 41: 48; +1,5 1,19
П риложение 1
Продолжение прилож. 1
1: 80 81 82 83 84 85 ,86 87 88 89 1:
1,26 1,33 1,41 1,50 34 :46; —1,4 33 :47; —0,8 32: 48; -0,3 36: 45; +0,7 35 :46; +1,5 36: 46; —1,5 35: 47; —0,7 34 :48; -J-0,1 33 :49; +0,8 37: 46; +1,3 33 :50; —1,2 37: 47; -0,9 36 :48; 0 35: 49; +0,9 35: 50; -1,1 34: 51; -0,3 38 :48; —0,3 37: 49,- +0,7 37: 50; —1,3 36 :51; —0,3 35: 52; +0,7 39 :49; +0,2 38 :50; +1,3 35:53; —1,2 38: 51; -0,6 37 :52; +0,5 1,26 1,33 1,41 1,50
1,58 1,68 1,78 1,88 31 :49; +0,3 30: 50; -j-0,7 29 :51; +1,1 28: 52; +1,4 30: 51; -1,2 29 :52; —0,8 28: 53; -0,5 32 :50; +1,4 32: 51; -0,6 31 :52; +0,1 30 :53; +0,7 29 :54; +1.2 30: 54; -1,2 29 :55; -0,7 33: 52; +0,6 32:53; +1,4 33 :53; -1.3 32: 54; -0,5 31 : 55; +0,2 30: 56; +0,9 30 :57; - 0,9 34: 54; —0,2 33 :55; +0,7 33:56; 1—1,1 32 :57; —0,2 31 :58; +0,7 1,58 1,68 1,78 1,88
2,00 '2,П 2,24 2,37 27: 54; -0,2 26 :55; —0,1 25: 56; —0,1 24 :57; -0,2 28 :56; —0,2 27 :57; +0,1 26 : 58; +0,4 25: 59; +0,5 26: 59; -1,3 25 . 60; -1,2 29 :57; +1,5 29: 58; —0,2 28 :59; +0,3 27 :60; +0,7 26: 61; +1,1 28 :60; -1,4 27: 61; -0,9 26 :62; —0,6 30 :59; +1,5 2,00 2,11 2,24 2,37
2,51 2,65 2,82 2,99 23 :57; +-1,4 22 :58; +0,9 21 : 59; +0,3 20 :60; —0,5 23 :58; -0, 22 :59; -0,8 21 : 60; -1,4 21 : 62; +1,1 24 :60; +0,5 23: 61; +0,3 22: 62; 0 21 :63; -0,5 24 : 61; —1,2 23: 62; -1,3 25 :62; +1,3 24: 63; +1,4 23: 64; +1,3 22 :65; +1,0 25 :63; —0,3 24 :64; -0,2 23: 65; -0,3 22 :66; —0,5 .7 2,51 2,66 2,82 2,99
3,16 3,35 3,55 3,76 19: 61; -1,5 17: 63; +1,4 18: 63; +1,4 17 :64; -0,2 19 :63; +1,0 18 :64; —0,2 20: 63; +0,4 19 :64; -0,6 18: 65; —1,7 20: 64; —1,2 18:77; +1,0 20 :66; +1,5 90.-67<0,6 18 :68; -0,5 21 :66; +0,6 20 :67; 0 19: 68; -0,9 21 :67; -0,9 20: 68; -1,5 3,16 3,35 3,55 3,76
3,98 4,22 4,47 4,73 16 :64; -0,5 14 :66; +0,4 16: 65; —2,0 15: 66; +1,5 4: 67; —1,1 15 '.67; 0 16 :67; +0,7 15 :68; -1,5 17 :77; +1,0 16: 68; -0,8 17: 68; -0,5 15 :70; +1,4 17д6^<—1,9 15: 71; 0 16: 71; +0,7 15:72; -1,4 17 : 71; +1,0 16 : 72; -0,7 '18: 71; +0,9 17 :72; -0,4 3,98 4,22 4,47 4,73
5,01 5,31 5,62 5,96 12 :68; —0,8 13 :68; +1,5 13:69; 0 14 :69; +1,7 13: 70; —1,4 12 :71; +0,7 14 :70; +0,2 2 :72; —0,7 14 : 71; -1,2 13: 72; +1,5 13 : 73; +0,1 14: 73; +1,8 13 :74; —1,2 14:74; +0,4 15: 74; +1,6 14 :75; —0,5 13: 76; +1,9 5,01 5,31 5,62 5,96
Приложение 1
Продолжение прилож. 1
1: 9) 91 92 93 14 95 96 97 98 99 1:
1,00 1,06 1,12 1,19 45 :45; 0 44:46; 4-1,3 41 :49; -0,6 | 46 : 46; 0 44 : 47; -0,8 45 : 47; +1,4 43 : 48; +0,5 43 : 49; -1,5 42 : 50; - 0,2 45:48; -0,7 44:49; +0,8 47 : 47; 0 46: 48; +1,5 44: 50; —1,3 43: 51; +0,2 46 : 49; -0,6 45:50; +1,0 48:48; 0 47:49; +1,6 45: 51; —1,0 44 :52; +0,6 49 : 48; + 2,0 47: 50; -0,4 46 :51; +1,2 44: 53; —1,3 49:49; 0 46:52; -0,7 45 :53; +0,9 50: 49; +2,0 48:51; -0,3 47 :52; +1,4 45:54; -1,0 1,00 1,06 1,12 1,19
1,26 1,33 1,41 1,50 40: 50; 4-0,7 37 :53; - 1,4 36 :54; -0,3 40: 51; -1,3 39:52; 0 38: 53; +1,3 41 :51; +1,2 38 :54; -0,6 37: 55; +0,7 41 : 52; -0,7 40 : 53; +0,6 37 : 56; -1,1 40 :54; -1,2 39:55; +0,2 38 : 56; -1,5 42 : 53; -0,2 41 : 54; +1,2 38:57; -0,3 41 :55; -0,6 40:56; +0,9 43:54; +0,2 40 : 57; - 0,9 39 :58; -} 0,6 42 : 56; 0 39 : 59; -1,1 44: 55; +0,7 41 :58; -0,1 40:59; +1,4 1,26 1,33 1,41 1,50
1,58 1,68 1,78 1,88 35:55; 4-0,9 31 ; 59; -1,0 35:56; -0,9 34:57; +0,1 33:58; +1,2 33:59; -0,5 32 : 60; +0,5 36: 57; +0,1 35:58; +1,3 32: 61; -1,2 35 :59; -0,4 34:60; +0,8 37:58; +1,1 34 : 61; -0,9 33:62; +0,3 37:59; -0,6 36:60; +0,7 33:63; -1,3 36 : 61; —0,9 35 : 62; + 0,4 38 :60; +0,4 35 : 63; -1,2 34:64; +0,1 38:61; -1,3 37 : 62; +0,2 34:65; -1,5 1,58 1,68 1,78 1,88
2,00 2,П 2,34 2,37 30 :60; —0,2 29 : 61; 4-0,5 28: 62; 4-1,1 29:62; -1,1 28: 63; -0,5 27:64; 0 31 : 61; +1,4 27:65; -1,5 31 : 62; -0,2 30:63; +0,6 29:64; +1,4 30:64; -0,9 29 : 65; -0,1 28:66; +0,6 32:63; +.1,3 28 : 67; —0,9 32:64; - 0,2 31 :65; +0,8 31 : 66; -0,7 30:67; +0,2 29:68; +1,. 33:65; +1,3 30 : 68; —1,2 29 : 69; -0,3 0,2 32:67; +0,9 2,00 2,11 2,24 2,37
2,51 2,66 2,82 2,99 26 : 65; +0,5 25:66; +0,8 24:67; +1,0 33:68; +1,0 26:66; —1,0 25:67; -0,7 24 -.68; -0,5 23:69; -0,5 27 : 67; +1,2 27:68; -0,3 26:69; +0,3 25:70; +0,7 24: 71; +0,9 26 : 70; —1,2 25 : 71; -0,8 24 : 72; -0,5 28:70; +0,5 27:71; +1,2 28:71; -0,9 27 : 72; -0,2 26:73; +0,4 25:74; +0,9 2,51 2,66 2,82 2,99
3,16 3,35 3,55 3,76 <22 : 69; +0,8 |21 :70; +0,5 20 : 70; +1,4 20 : 71; -0,1 19 : 71; +0,6’19:72; —0,8 22 : 70; —0,6 21 :71; -0,9 '.'0:72; -1,4 23:72; +1,0 22:73; +0,9 21 : 74; +0,7 20:75;. +0,2 23:73; -0,4 22: 74; -0,4 21 : 75; -0,7 20:76; -1,1 24:75; +1,2 23:76; +1,4 22:77; +1,4 21 : 78; +1,2 3,16 3,35 3,55 3,76
3,98 4,22 4,47 4,73 18 : 72; -0,5 1Г773; —1,8 18:73; -1,8 16:75; +0,9 17:75; +1,2 16: 76; —0,4 18:75; +1,2 17 .76; -0,1 16 : 77; -1,7 19 : 75; +0,9 18: 76; -0,1 17:77; -1,4 .19: 76; -0,5 18: 77; —1,4 19: 77; —1,8 17: 79; +1,8 18 : 79; +1,8 17:80; +0,5 19: 79; +1,4 18:80; +0,5 17: 81; -0,7 2Q++ +0,8 l.g/80; +0,2 18:81; -0,7 17:82; -1,9 3,98 4,22 , 4,47 ' 4,73
800 Приложение 1
Продолжение прилож. 1
Ачеркан Н.
1: | 90 1 91 92 | 93 94 95 96 97 98 99 | 1:
5,01 5,31 [15: 75; +0,2 15:76; -1,1 15 : 79, +0,8 16:79; +1,5 15 :80; -0,5 16:80; +0,2 15:81; -1,7 16 : 81; -1,0 5,01 5,31
5,62 5,9о 13:77; +0,6 13:78; -0,7 14: 78; +0,9 13 : 79; —2,0 14 : 79; —0,3 14 : 80; - 1,6 14:82; +1,7 14:83; +0,5 15 : 83; +1,6 14 : 84; - 0,7 15 :84; +0,4 14 : 85; - 1,9 5,62 5,96
1: 103 | 101 102 ИЗ 101 105 106 107 108 109 1:
1,00 1,06 50:50; 0 51 :50; +2,0 49: 52; -0,2 51 : 51; 0 52:5 ; +1,9 50:53; -0,1 52 : 52; 0 53:52; +1.9 51:54; 0 53:53; 0 54 : 53; +1,9 52 :55; +0 1 54:54; 0 55:54; + ’ ,8 53:56; +0 3 1,00 1,06
1,12 1,19 47 :53; -0,5 46:54; +1,2 46:55; -0,6 48:54; -0,3 47 :56; -0,3 49:55; 0 48 : 57; +0,1 50:56; +0.2 49:58; +0,4 51 :57; +0,4 59:59; -1,3 51:58; —1.3 50:59; +0,7 1,12 1 19
1,26 1,33 44 :56; -1.1 43:57; +0,6 45:56; +1,2 43 :58; —1,1 45:57; -0,6 44:58; +1,2 44:59; -0.6 46:58; -0,2 45:60; 0 47 : 59; +0.3,*47 : 60; - 1,4 46:61; +0 6 48:60; +0,7 46: 62; —1,1 48 : 61; —0,9 47: 62; +1,1 1,26 1,33
1,41 1,50 40:60; -0,3 42:59; +0,6 42:60; - 1,1 43:60; +1.2 41 :61; 4-0,о 41 :62; -1,1 13:61; -0,4 12:62; +1,4 42:63; -0,3 44:62; +0 2 44: 63; - 1.3 43 :64; +0.5 45:63; +0.9 43 :65; —1,0 45 : 64; —0,7 44:65; +1,3 1.41 1,50
1,58 34 : 61; 4 1,3 1,68 37 : 63; -1.4 39:62; -0,3. 38 : 63; +1,3 33 : 64; -03 40:63; +0.6 40 : 64; -0,9 39:65; +0,7 41 : 64; +1,5 39:66; -0.8 41:65; 0 41 : 66; —1,5 40: 67; +0,_ 42:66; 4 0,9 40:1,8; -1,2 42:67; -0,6 41 : 68; +1,2 1,58 1,68
1,78| 36:64; 0 1,88^35:65; +1,4 36:65; -1,5,37: 65; +12 35:66; —0,1 37 : 66; —0.3 36:67; +0,. 36:68; —0,3 38:67; +0,9 38 : 68; -0,6 37 :69; +1,(. 37:70; -0,4 39:69; +0,5 39: 70; -0.9 38 : 71; +0,8 1,78 .1,88
2,00 2,11 32 : 68; -0,5 34:67; +1,3 34 : 68; —0.2 33:69; +1,1 33 : 70; -0.4 35:69; +1,2 35 :70; -0 2 34 :71; +1,2 34 : 72; -0,2 36 : 71; +1,2 36 : 72; -0.2 |35 : 73; +1,3 35: 74; 0 2,00 2,11
2,24 2,37 31 : 69; +0,6 31; 70; —0.9 30 : 71; 4-0,2 30: 72; -1,2 32 : 71; +0,9 32: 72; -0,5 31 : 73; +0,7 31 : 74; -0,7 33: 73; +1,2 33: 74; —0,2 32 : 75; +1,2 33 : 75; —1.5 32 : 76; -0,2 34 : 75; +1,5 32:77; -1,5 2,24 2,37
2,51 2,66 /9:72; +1,2 29 :73; -0.2 28 : 74; +0,7 28 : 75; -0.7 30 : 75; +0,5 29 : 76; +1,5 30 : 76; —0,8 29 : 77; +0,2 29:78; -1,1 31 : 77; +1,1 31 : 78; -0.2 30 : 79; +1,0 2,51 2,66
2,82 2,99 26 : 74; -1,0 25 : 75; -0,7 27; 75; +1,5 27 : 76; +0,1 26:77; 4-0,8 27:77; —1,2 26 :78; -0,5 28: 78; +1,2 28 : 79; —0,1 27:80; +0,8 28:80; -1,4 27 : 81; -0,5 2,82 2,99
3,16 3,35 24 : 76; —0,1 23 :77; +0,1 24: 77; -1,4 23:78; -.,2 25 : 78; +1,4 25 : 79; +0,1 25 :80; -1,2 24 : 80; +0 5 24 : 81; -0,8 26 : 81; +1,5 26:82; +0.2 25: 83; +0.9 26 :83; -0,9 25:84; -0,3 3,16 3,35
3,55 3,76 22 г 78; +0,1 21 : 79; —0,1 22:79; -1,2 1 : 80; —1,с 23 : 81; +0,7^23 : 82; -0,5 22: 8z; +0,8 22:83; -0,4 23 : 83; -1,7 22 : 84; -1,5 24 : 84; +1,4 23:85; +1,6 24:85; +0,2 23: 86; +0,5 3,55 3,76
Приложение 1 801
Продолжение прилож. 1
1: 100 101 102 103 104 | 105 | 106 | 107 108 | 109 1 * =
3,98 20:80; -0,5 20 : 81; —1,7 21 : 82; +2,0 21 : 83; 4-0,7 21 : 84; —0,5 21 :85; -1,6 22:86; +1,8 22:87; +0,7 3,98
4,22 19:81; —1,1 20:83; +1,6 20: 84; +0,4 20 : 85; —0,8 20:86: -1,9 21 : 87; +1,8 21 : 88; 4-0,6 4,22
4,47 18 :82; -1,9 19 : 84; +1,0 19 : 85; —0,2 19: 86; —1,3 20 : 88; +1,5 20 : 89; +0,4 4,47
4,73 18:84; +1,4 18 : 85; +0,2 18:86; —1,0 19 : 89; +1,0 19:90; -0,1 4,73
5,01 17:84; +1,4 17:85; +0,2 17 : 86; —0,9 18:89; +1,4 18:90; +0,2 18:91; -0,9 5,01
5731 16: 84; 4-1,1 16:85; -0,1 16:86; -1,2 17 : 89; +1,4 17 :90; +0,3 17 :91; -0,8 17 : 92; -1,9 5,31
5,62 15:85; -0,8 15 : 86; -1,9 16: 89; +1,1 16 .90; 0 16:91; —1,1 5,62
5,96 51 : 88; +1,5 15 : 89; +0,4 15 :90; -0,7 15 :91; —1,8 5,96
110 Ш 112 113 114 115 116 117 118 119 120
1,00 55 : 55; 0 56:55; +1,8 56: 56; 0 57 : 56; +1,8 57 :57; 0 58:57; +1,7 58: 58; 0 59:58; +1,7 59 :59; 0 60 : 59; +1,7 6ft: 60; 0
1,06^3:57; -1,5 54: 57; +0,4 54:58; —1,4 55:59; -1,3 55 :59; -1,3 56:59; +0,5 56:60; -1,1 57 :60; +0,6 57 : 61; -1,0 58 : 61; +0,7 58 :62;-0,9
1,12)52: 58; +0,6 52:59; —1,1 53:59: +0,8 53 : 60; - 0,9 54:60; +1,0 54 : 61; -0,7 55:61; +1,2 55 :62; -0,5 56 : 62; +1,3 56 : 63; -0,3 57:63;+1,5
1,19 50 : 60; -1,0 51 : 60; +1,0 51: 61; -0,6 52 : 61; +1,3 52:62; -0,3 53: 63; 0 54:64; +0,3 54 : 65; -1,3 55 :65; +0,6
1,26 49: 61; +1,1 49 :62; —0,5 50: 62; +1,5 5): 63; -0,1 51 : 64; +0,3 51 : 65; —1,2 52 : 65; +0,7 52 :66; —0,8 53 :66; +1,1 53: 67;-0,4
1,33 47 : 63; - 0,5 48: 64; 0 48 : 65; —1,5 49 : 65; +0,5 49: 66; -1,0 50 :66; +1,0 50:67; -0,5 51 :67; +1,5 51 : 68; 0 51 :69;—1,4
1,41 46: 64; +1,5 46:65; 0 45:67; +0,5 47:66; +0,6 47:67; —0,9 48 :67; +1,2 48 : 68; -0,3 49:69; +0,3 49:70; -1,1 50:70; +0,9
1,50 44 : 66; -0,3 45: 68; -1,0 46: 68; +1,2 46: 69; —0,3 47:70; +0,5 47 :71; -1,0 48:71; +1,2 48:72; 0,3
1,58 41 : 69; -0,2 43:68; +0,2 13:69; -1,2 42:70; +0,7 44:69; +1,1 *44 : 70; -0,4 45:71; +0,5 45 :72; -0,9 46:72; +1,3 46:73; -0,1 46: 74;-1,5
1,68 42 :71; - 0,7 43:72; +0,3 43 :73; -1,1 44: 73; +1,2 44 :74; -0,2 44 :75; —1,5 45: 75:+0,7
1,78 38:72; -0,6 40:71; +0,2 40: 72; —1,7 41 : 72; +1,3:41 : 73; -0,1 41 :74; —1,5 42:74; +0,9 42:75; -0,4 43:76; +0,6 43: 77;-0,7
1,88 39:73; +0,6 39:74; -0,7 40:75; +0,5 40 : 76; -0,9 41 : 77; +0,3 41 :78; - 1,0 42: 78;+1,4
2,00 37:73; +1,1 37:74; - 0,2 38:75; +1,1 88:76; -0,2 38:77; - 1,5'з9: 77; +1,1 39:78; -0,2 39:79; —1,5 40:79; +1,0 40:80; —0,2
2,11 35: 75; —1,4 36:75; +1,4 36:76; +0,1 36: 77; —1,2 37:78; +0,3)37 : 79; —1,0 38:80; +0,4 38:81; —0,8
2,24 34:76; +0,2 34:77; -1,1 35:78; +0,5 35: 79; —0,8 36:80; +0,7 36: 81; -0,5 37 :82; +1,0 37 :83; —0,2
2,37 33:78; +0,3 33: 79; —0,9 34:80; +0,8 34:81; —0,5 35:82; +1,2 35:83; 0 35:84; -1,2
2,51|31: 79; -1,4 30:81; -1,5 32: 80; +0,5 32 :81; -0,8 33:82; +1,1 33: 83; - 0,1 33 :84; -1,3 34: 85; +0,5 34:86; —0,7
2,66 30:80; -0,2 31:82; +0,6 31 :83; -0,6 32:84; +1,432:85; +0,2 32: 86; -1,0 33:87; +0,9
2,82 29:81; +1,0 29:82; -0,3 29: 83; -1,5 30:84; +0,7 30: 85; - 0,5 31 :87; +0,4 31 :88; —0,7
2,99 28:83; +0,7 28:84; -0,5 29:86; +0,7 29:87; -0,5 30:89; +0,6 30 : 90; - 0,5
802 Приложение 1
Продолжение прилож. 1
1: 110 ш 112 ИЗ
3,16 3,35 3,55 3,76 25: 85; -1,5 24:86; —1,0 23: 87; —0,6 27:85: +0,4 26:86; +1,3 27:86; —0,7 26:87; +0,1 25:88: +0,8 24:89; +1,3
3,98 4,22 4,47 4,73 22:88; -0,5 22:89; -1,6 21 :89; —0,5 21 :90; -1,6 23:90; +1,7 22: 91; +1,9 21 :92; +2,0 20:93; +1,8
zu: уи; — и, / 19:91; —1,2 м: уи; —1,8
5,01 5,31 5,62 5,96 18:92; -1,9 16:94; +1,4 17:94; +1.7 16:95; +0,3 18:94; +1,7 17:95; +0,6 16:96; -0,7 19:94; +1,3 18:95; +0 6 17:96; —0,4 16 :97; -1,7
114 113 U6 117 118 119 120
26:88; -1,0 25:89; -0,3 24:90; +0,2 25: 90; —1,4 24:91; -0,9 28 : 88: + 0,6 28:89; -0,5 27:90; +0,5 26:91; +1,4 27:91; -0,6 26:92; +0,3 25:93; +1,0 26:93; -0,8 25 : 94; 0 29:91; +0,8 25:95;—1 1
23:91; +0,6 22:92; +0,8 21:93; +0,9 20:94; +0,6 23:92; -0 5 22:93; -0,9 21 : 94; —0,2 20 :95; -0,4 23:93; -1.5 22:94; -1,3 21 : 95; -1,3 20 :96; —1,4 24:91; +1,6 24:95; +0,6 23:96; +1,0 22:97; +1,3 21 :98; +1.4 24; 96; —0,5 23:97; 0 22: 98; 4-0,3 21:99;+0,4
19:95; +0,2 18:96; -0,5 7:97; -1,4 19:96; —0,8 18:97; —1,5 19: 97; -1,8 17:100;+1,3 19:99; +1.9 18 :100; +1,2 17:101;+0,3 20:99; 4-1,2 19 :100; +0,9 18: 101; -0,2 17 :102;—0,7 20:100; +0.2 19:101; —0,1 18:102;—0,8 17:103;-1,7
Примечание. Для каждой пары значений суммы чисел зубьев 2z0 и передаточного отношения I (см. стр. 73) в таблице указана,
помимо чисел зубьев обоих сопряженных колес, погрешность (в процентах) передаточного отношения, обусловленная округлением точного
значения j/10 == 1,05925. . . Например, для 2zq=63 и 1 = 1:2 в таблице указано: 21:42; —0,2. Это означает, что если принять для
(40____________________________________________________________________\ J2
у 10) = 1:1,9953, то обусловленная округлением погрешность
составляет:
или в процентах
6 = - 0,23 як - 0,2%.
Другой пример: 2г0 = 87,
1 :(у'ЮУ = 0,6683 и
1 = 1:1,50. В таблице указано: 1:1,50 = 35:52 и о = Д-0,7%. Действительно: 35 :52 = 0,6731;
0,6731 —0,6683 0,48
0.6683 ’ 101 ~ 0,6683
-г 0.72 +0.7%
Приложение I 803
804
Приложение 2
7 ПРИЛОЖЕНИЕ 2*
УКАЗАНИЯ ПО РАСЧЕТУ ПЕРЕДАЧ СТАНКОВ
1. Ременные передачи
При расчете передач плоским или круглым ремнем площадь поперечного сечения ремня
определяется по формуле
F = ' (1)
где Р — окружное усилие в кг; k0 — допускаемое напряжение материала ремня в кг)мм^
(табл. I); Q, С2, С3 — коэфициенты угла обхвата, скорости и динамичности нагрузки
(табл. II, III, IV).
Таблица!
Допускаемые напряжения *0 в кг/мм^ длч плоских и круглых ремней (при начальном
натяжении 0,18 кг/.мж2)
Плоский ремень Круглый ремень
Вид ремня <О:8>т1и *0 при отношении D : 6
25 30 40 | 50 1 75 1 1С0
Кожаный .... 25 0,17 0,19 0,21 0,23 0,25 0,26 k0 = 0.29-3^-
Прорезиненный . 30 0,19 0,21 0,22 0,23 0,24 0,24 *0=0,23 -
Хлопчатобумаж-
ный шитый . . 40 — 0,16 0,18 0,19 0,20 0,21 1 fl
Хлопчатобумаж- } *„ = 0,21 - 1,5
ный тканый . . . 25 0,15 0,16 0,17 0,18 0,19 0,195 J D
Шерстяной тка-
НЫЙ 20 0,12 0,13 0,14 0,15 0,16 0,165
Здесь D — диаметр меньшего ИЗ ШКИЗЭВ Е мм- 3 — ТОЛ1 цина плоского ремня в мм;
d — диаметр круглого ремня В мм.
Таблица II
Коэфициент Ci угла обхвата
Угол обхвата в град. 100 120 130 140 150 160 I/O 180 200 220
G П{ ременн 0,75 и м е ч я ых пере; 0,82 НИЯ. с тач, а зн 0,85 начения ачения 0,88 угла о > 180°- 0,91 бхвата 1 -для пе.' 0,94 00—140° едач с 0,97 пригодг 1атя/кньп 1,00 [Ы ТОЛЬК г устро 1,10 О для к яством. 1,20 ЛИНО-
* Составлено доц. канд. техн, наук В. Э. Пущ на основе, главным образом, следующих
источников:
1. Энциклопедический справочник „Машиностроение", т. 2 (Машгиз, 1918), глава VII,
статьи доц. канд. техн, наук В. Н. Беляева, канд. техн, наук А. И. Петрусевича и статья
.Цепные передачи".
2. Статьи А. И. Петрусевича в журнале .Вестник машиностроения", 1942, № 1 и 2—4.
3. Д. Н. Решетов. Расчет деталей станков, Машгиз, 1945.
Приложение 2
805
Таблица III
Характер нагрузки Тип станков С3 — при работе ременной передачи
одно- сменной двух- сменной трех- сменной
Спокойная рабочая на- грузка. Пусковая — до 120°, 0 нормальной Шлифовальные, то- карные, сверлильные 1,0 0,9 0,8
Незначительные колеба- ния j абочей нагрузки. Пу- сковая— до 15О°/0 нормаль- ной Фрезерные, револь- верные, автоматы 0,9 0,8 0,7
Значительные колеба- ния рабочей нагрузки. Пу- ско вая — до 200% нормаль- ной Строгальные, дол- бежные 0,8 0.7 0,6
Отношение D : В, необходимое для определения допускаемого напряжения в плоском
ремне по табл. I, вычисляется по предварительно выбранным толщине ремня В и диаметру
наименьшего из шкивов £>:
а /~
Om!n> (1000- 1200) у
----мм (2)
“max
(формула проф. д-ра. техн, наук М. А. Саверина), где N— передаваемая мощность в л. с.;
“max — число оборотов в минуту меньшего шкива. При этом следует учитывать минимально
допустимые значения D : В (см. табл. I),
Для круглых ремней рекомендуется принимать отношение
При расчете клиноременных передач профиль (сечение) ремней выбирается по табл. V,
а необходимое число клиновых ремней определяется по формуле
Р
п==Р0С1С2С^' (3)
где Ро — усилие, передаваемое одним ремнем (табл. V), в кг, а коэфициенты Clt С2, С3
берутся из табл. II, III, IV.
Таблица V
Расчетные данные для клиновых ремней
0 А Б В Г Д
Размеры сечения а в мм .......... 10 13 17 22 32 38
6 8 10,5 13,5 19 23,5
Площадь сечения Ро в .из/2 Минимально допустимые диаметры шкивов 47 81 138 230 476 692
В мм Допускаемое полезное усилие, передаваемое 70 100 140 200 315 500
одним ремнем, Ро в кг 8 14 24 40 82 120
806
Приложение 2
Быстроходные ременные передачи следует проверять на допустимое число пробегов:
и = -j- (3 -S-5) в секунду,
(4)
где v — скорость ремня в мсек] L — длина ремня в м, опоеделяемая при известных диа-
метрах шкивов Dly D3 и межцентровом расстоянии / по приближенной формуле:
(D, — О,)2
! L = 21 + 1,57 (D1 + Dt) 4- . (5)
2. Цепные передачи
Допускаемая нагрузка, которую может передать цепь по условиям износостойкости,
определяется по формуле:
рдоп = APaknkz кг. (6)
Здесь А — характеристика цепи (проекция опорной поверхности шарнира цепи) в мм2\
р0 —допускаемое удельное давление в кг/мм2 (для зубчатых цепей />0= 1,4 кг/мм2, для
втулочно-ролнковых />о = 2,5 кг/мм2). Коэфициент kn учитывает поправку на число обо-
ротов меньшей звездочки передачи и определяется по опытным данным следующим
образцом:
k = 900
л 900 + п ’
где п — число об/мин.
Коэфициент kz зависит от числа зубьев меньшей звездочки:
где z — принятое число зубьев меньшей звездочки; z0=17— для зубчатых цепей и
z0 — 15 — для втулочно-роликовых цепей. При выборе числа зубьев меньшей звездочки
передачи следует учитывать рекомендуемые практикой значения (табл. VI).
• " ; ~ - Таблица VI
Рекомендуемые минимальные числа зубьев звездочки
Вид цепной передачи Передаточное число
1—2 2—3 3-4 4-5 5-6
Зубчатая 40—35 35-31 31-27 27-23 23-19
Втулочно-роликовая . . 31-27 27—25 25-23 23-21 21—17
Коэфициент учитывает дополн ттельное натяжение в цепи от действия центробежной
нагрузки и зависит главным образом от скорости движения цепи (табл. VII).
Таблица VII
Скорость цепи в м/сек . 5 6—10 10
Коэфициент кц 1,0 0,85 0,75
Коэфициент k3 учитывает эксплоатациолные услозия работы цепной передачи и опре-
деляется как произведение частных коэфициентов:
k3 = .
Значения каждого из них в зависимости от характера нагрузки, расположения передачи,
ее смазки и пр. приведены в табл. VIII.
Приложение 2
807
Таблица VIII
Коэфициенты kb k3, k3, k,. k7), k3, учитывающие условия работы цепной передачи
Условия работы передачи Значения коэфициентов Условия работы передачи Значения коэфициентов
Характер нагрузки: спокойная . с ударами и толчками . . . *1 1,0 1,5 Смазка: непрерывная регулярная нерегулярная *4 0,8 1,0 1,5
Способ регулирования меж- осевого расстояния звездочек: псре1внжные опоры. . . . оттяжные звездочки .... расстояние не регулируется 0,9 1,1 1,5 Отношение числа звеньев в цепи к сумме зубьев звез- дочек: 1 1—2 2 • 1,5 1,0 0,8
Расположение передачи: угол наклона линии цен- тров^ 60° угол наклона линии цеи- тров>60° *3 1,0 1,3 Работа передачи: односменная двухсменная .... ... непрерывная ks 1,0 1,2 1,5
Формула (6) может быть
С учетом приведенных выше
определяется выражением:
использована для расчета вновь проектируемых передач,
значений отдельных коэфициентов ширина зубчатой цепи
h _ W (900 + п)
4.1v rf/7 ММ'
(7)
где d — диаметр шарнира цепи в мм.
X чрактеристика втулочно-роликовой
цепи определяется по формуле:
А_ N (900 + п)
7 7<ri '— А ММ*.
7>7v } Z ku,
(8)
Подбор размеров цепи можно производить также ориентировочно, пользуясь величиной
разрушающей нагрузки Q. значения которой приводятся в заводских каталогах. При этом
вводится коэфициент безопасности kg, величина которого зависит от скорости движения
цепи и колеблется в широких пределах между 10 н 50.
Нагрузка, передаваемая многорядной цепью:
Рм=0$5-п-Рдоп кг, (9)
где п — число рядов цепи; Р^оп ~ нагрузка, передаваемая однорядной цепью соответ-
ствующего шага и размеров, в кг.
3. Зубчатые передачи
Расчет зубчатых передач включает определение размеров зуба по условиям прочности
иа изгиб и последующую проверку на удельное давление по условиям долговечности.
Модуль зубчатых колес при проектировании определяется по формуле
т = 10
। f 455 cos р N ^и.ч
|/ z2yRb n Му
ПО)
где z — число зубьев шестерни;
р — угол наклона зубьев (для прямозубых передач cos {3 = 1);
, Ь „
ф.= -— — отношение рабочей ширины Ь колеса к модулю;
у— коэфициент формы зуба (табл. IX);
808
Приложение 2
Л—передаваемая мощность вл. с.;
п — наименьшее число оборотов шестерни в минуту, при котором передается полная
мощность.
Допускаемое напряжение на изгиб Rb при расчете передач, передающих нагрузку, как
правило, в одном направлении, выбирается по табл. X, а при расчете передач, работающих
под нагрузкой попеременно в обе стороны (строгальные и тому подобные станки), опре-
деляется по формуле'
ст-1
R-» =----------------- (1П
°—i
! + (“-!) 2Rbka
где — предел усталости; Rb — допускаемое напряжение, определяемое по табл. XI;
ka — коэфициент концентрации напряжений (для нормализованных и улучшенных сталей
ka = 1,8; для закаленных до Нв^>350 сталей ka = 2; для чугуна и цементированных
Л41
сталей k~ = 1,2); а =-рц- - отношение крутящих моментов, передаваемых в том и другом
направлениях (Alj > М2). Величины R_b и a_j —обе в одинаковых единицах (в кг/мм2 пли
в кг {см1},
Таблица IV
Коэфициент формы зуба у при стандартном зацеплении (а = 20°, высота зуба 2,2 т)
Z cos3^ • cos 7 V Z У z cos1p • cos у У
cos3 [з • cos у
14 0,088 21 0,104 43 0,126
15 0,092 23 0,106 50 0,130
16 0,094 25 0,108 60 0,134
17 0,096 27 0,111 75 0,138
18 0,098 30 0,114 100 0,142
19 0,100 34 0,118 300 0,150
20 0,102 38 0,122 Рейка 0,154
Приме ч а н н е; 3 — угол наклона зуба (для прямозубых колес cos P = 1);
у — половина угла при вершине начального конуса (для кони-
ческих колес).
Коэфициент долговечности Ьизг в первом приближении может приниматься равным еди-
нице, а при уточненных расчетах определяется по формуле
где — коэфициент изменения мощности (табл. XI); kp— коэфициент изменения ре-
жима (см. диаграмму); Т—расчетное время работы передачи в часах; п — наименьшее
число оборотов шестерни в минуту.
Приложение 2
809
Таблица X
Допустимые напряжения изгиба и удельные давления для зубьев колес
Материал ф Me °b канические характеристики в кг1мм^ Допускаемые напряже- ния и удельные давле- ния в кг!мм*
Нв или HRc Rb 1 | °доп
Сталь 45 (нормализованная) и Ст. 6 60—75 34 Нв = 170-4-217 13 45
Стиль 45 (улучшенная) . . . • . 75—90 42-52 Нв = 220-4-250 17 / 60
Сталь 45 (закаленная) 100 75 HR<~ — 38-4- 46 26_J 100
Сталь 50Г2 (закапенная) .... 95-110 70-85 HRc = 28-4- 33 24 80
Сталь 40Х (улучшенная) .... г0—ICO 60-80 Нв = 230 -4- 260 22 65
Сталь 40Х (закаленная) .... 110—135 90—105 HRc = 35-4-42 30 100
Сталь 2оХ (цементированная) . . 90 65 HRc= 56-4- 62 32 165
Сталь 12ХНЗ (цементированная) 90 65 HRq = 56-4-62 35 170
С:аль 18ХГМ (цементированная) ПО 100 HRc= 56-4- 62 40 170
Чугун СЧ 15-32 15 — Яй= 160-4-229 5 50
Чугун СЧ 21-40 21 — Нв = 170 -4- 241 6 60
Чугун СЧ 28-48 28 — Hs = 170-4-241 7,5 75
Текстолит — — — 4,2 —
Таблица XI
Коэфициент kn изменения мощности
Предполагаемый характер изменения передаваемой мощности Группа станков ь
При расчете на изгиб При расчете иа удельные давления
Постоянное использование полной
МОЩНОСТИ Специализированные 1,0 1,0
станки
Одинаковое время работы на
каждой ступени (при изменении мощности от половины до полной) . Станки общего назначе- 0,84 0,78
Одинаковое время работы на ка- НИЯ
ждой ступени (при изменении мощ- ности от нуля до полной) Широко-универсальные станки общего назначения 0,78 0,63
Коэфициент долговечности должен приниматься не меньшим, чем 0,6.
Скоростной коэфициент kv определяется по формуле:
kv= Т^Г’ ' ез)
' .л . Р + 0,0256ц У — . : >: и
где Р — окружная сила в кг',
v — окружная скорость в м)сек',
b — ширина колеса в мм',
А — межцентровое расстояние в мм (при расчете вновь проектируемых передач выби-
рается ориентировочно);
i — передаточное число (отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни,
т. е. i 1);
Д — ошибка в шаге колес (табл. XII).
При определении скоростного коэфициента можно пользоваться также приближенной
формулой:
- = (14)
810
Приложение 2
Таблица XII
Ошибки в шаге зубчатых колес А в мк
Модуль в л и Класс тонкости колеса
I II ш
Меньше 2,25 11 17 28
2,25-4 11 21 35
4—5 14 25 42
5-8 14 28 50
8—10 17 28 56
10—14 — 35 64
14—20 — 42 85
где v — окружная скорость в м/сек;
с — постоянная, равная 6—9 в зависимости от твердости материала шестерни. Для
текстолитовых зубчатых колес можно принимать
. k____4 + V ' ' '
^“4 (1 + v) ’ ;.............
где v имеет то же значение.
Удельные давления на рабочих поверхностях зубьев колес, работающих, как правило,
в одном направлении, по условиям долговечности проверяются по формуле
С _ / i 4* I N ^пов п
3=^V (15)
Знак плюс относится к наружному зацеплению,
ент С зависит от материала зубчатых колес (табл.
определяется по формуле:
знак минус — к внутреннему. Коэфицн-
ХП1), а коэфициент долговечности knoe
knot
= kNkp
J Г QOTn
V ю’
(16)
в которой коэфициент ky принимается по табл. XI, а коэфициент kp берется по диаграмме
Прочие обозначения в формулах (15) н (16) те же, что принимались при расчете на изгиб.
Т а б л и ц а XIII
Материал С
шестерни колеса
Сталь Сталь 180 000
Сталь Чугун 150 000
Чугун Чугун 125 000
Текстолит Сталь 45 000
Допускаемые удельные давления на поверхностях зубьев приведены в табл. X.
При расчете конических зубчатых колес формула (15) для определения удельных
давлений принимает вид:
С 1 / Vl^+1 N kno, '
а = ^7|/ -------Hb— -n «г/мм*.- (17)
Здесь тср — модуль, измеряемый на середине ширины зуба и связанный с номинальным
модулем на дополнительном конусе зависимостью:
l^P L /1R|
т ~L-4,ob’ (18)
где L — конусное расстояние.
Расчет косозубых конических колес также можно производить по формулам (10) и (17),
принимая в ннх в качестве расчетного нормальный модуль на середине ширины зуба. Спе-
циальные зубчатые передачи, характеризуемые переменным углом наклона зуба, следует
П риложение 2
811
рассчитывать, пользуясь опытными дан-
ными. Так. например, нормальный модуль
зубчатых колес с паллоидным зубом опре-
деляется по формуле:
т = (19)
b с
где vcp — окружная скорость, измеренная
на среднем диаметре шестерни, в м/сек;
b — ширина зубьев шестерни в мм; N-пе-
редаваемая мощность в л. с.; с — опытный
коэфициент, зависящий от материала зубча-
тых колес и окружной скорости (табл. XIV).
Расчет зубьев винтовых колес (между
валами, оси которых скрещиваются) на
изгиб можно производить так же, как
зубьев косозубых цилиндрических колес,
по формуле (!')> полагая окружное усилие
равномерно распределенным по ширине
зуба.
Допускаемое усилие по условиям дол-
говечности для винтовых зубчатых колес
следует определять по опытным данным:
(20)
где Р^п — допускаемое усилие, измеряе-
мое в направлении, перпендикулярном к
зубьям, в кг; dK, dM —диаметры начальных
окружностей колеса н шестерни в мм;
з0 — условное напряжение в кг/мм2
(табл. XV); kv — скоростной коэфициент,
определяемый по формуле:
_ ус + 2
~ 2vc+2 ’
где vc — скорость скольжения в м сек.
4. Червячные передачи
Расчет червячных передач включает
определение модуля из условий работы на
изгиб, последующую проверку на усталость
поверхностных слоев н проверку на тепло-
вой режим, обязательную для быстроход-
ных червячных передач.
Модуль червячной передачи по условиям
прочности зуба на изгиб:
(21)
где Z — число зубьев колеса; q — число
модулей в диаметре делительной окруж-
ности червяка (назначается ориентировочно
с последующим уточнением по табл. XVI);
N—передаваемая мощность в л. с.;
п —наименьшее число оборотов червячного
колеса в минуту, прн котором передается
полная мощность; у — коэфициент формы
зуба (табл. XVII).
Допускаемое напряжение на изгиб Rb
определяется для червячных колес по
габл. XVIII.
>
><
св
X”
S
о
сз
Н
S
3
х
=*
X
о
ч
ч
о
X
о
и
<и
о
X
св
<и
S*
и
св
си
к
ч
X
<и
X
X-
X
•в-
л
о
12-13 ю ю со со о о’ 0,9 2,0 2,5
—< ОО со со о" о О 2,2 2,8
о СОСО чв- о“о“ — со 2Л 3,1
о со со о o' со 2,6 3,4
00 ю ю о о ио 2,8 3,7
сть v в м/сек о ЮЮ ю ю o'о' ю о СО 4,0
со о о ю ю сГо О 00 3,3 4,3 |
о о X к ю м- о о о" о" О 3,6 4,6
Окружи? -Г О СП о о О О О СЧ 3,9 5,0
m о о о о 2,0 СЧ сч 4,2 5,4
с-1 TJ- 00 оо о o' 2,2 2,4 4,6 5,8
СЧ СЧ О СП о о 2,4 2,6 4,9 6,3
ю о & о о о 2,5 2,7 j 1 5,3 6,7
0,25 0*1 0'1 2,6 2,9 5,5
ч S Си колеса Чугун или текстолит Чугун Сталь = 62-1-70 кг/мм2 1Сталь <тл=60-г-70 кг]мм2‘\ закаленная Хромистая сталь, зака- , леиная сталь закаленная
Й Е шестерни | Чугун ........ Сталь Сталь ав = 70-1-80 кг/мм2 . . Хромистая сталь, за- 1 каленная в масле . , . Хромоникелевая сталь, цементированная и зака- ленная сс CQ и X X о я о CU X
812
Приложение 2
Таблица XV
Условные напряжения а0 для винтовых передач
Материал в кг!м ма
шестерни колеса после непродолжительной притирки в паре после тщательной притирки н приработки в паре
Сталь (Нв 500) Сталь (Мв^>500) Чугун Чугун Пластмасса Пластмасса Бронза Сталь {Нв 590) Чугун Бронза Чугун Сталь (Нь 500) 0,05 0,07 0,08 0,08 0,10 0,10 0,12 0,15 0,20 0,20 0,25 0.25
Таблица XVI
Рекомендуемые значения q числа модулей в диаметре делительной
окружности червяка
Модуль 1,5 2 (2,5) 3 4 (5) 6 8 10 12
q — для насадных чер вяков 18 18 16 16 14 13 12 и 11 11
q — для целых червя- ков 14 13 12 . 12 И 10 9 8 8 8
Допускаемое напряжение на изгиб /?д, определяется для червячных колес по табл. XVIII.
Таблица XVII
Коэфициент у формы зуба для червячных колес
Z У Хк Z
20 0,106 40 0,136
24 0,112 45 0,142
26 0,114 50 0,145
28 0,117 60 0,150
30 0,120 80 0,158
32 0.123 100 0,162
35 0,128 150 0,166
37 0,131 300 0,170
Коэфициент долговечности определяется аналогично зубчатым передачам по формуле:
^изг
3077г
10’ ’
(22)
где kN. kp— частные коэфицненты (см. диаграмму на стр. 808 и табл. XI); Т— требуемое
число часов работы передачи; п—число оборотов червячного колеса в минуту.
Скоростной коэфициент kv зависит от скорости и точности изготовления передачи и
принимается равным 0,9—1.
Приложение 2
813
Таблица XVIII
Допускаемые напряжения для червячных колес
Марка бронзы или чугуна Способ отливки Допускаемые напряжения в кг!мм*
Червяк #ЯС<45 Червяк HR(, 45
^доп Rb Rb а доп Rb R-b
Бронза ОФЮ-1 В песок 4,5 4 2,9 5,4' 5 3,6
Бронза ОФЮ-1 В кокиль 6,5 4,8 4,2 7,8 7.2 5,2
Бронза ОНФ Центробежн. 7,2 6,5 4,6 8,6 8,1 5,7
Бронза БАЖ-9-4 В песок — — — — 10 —
Чугун СЧ 12-28 В песок — 3,4 2,1 — 4,2 2,6
Чугун СЧ 15-32 В песок — 3,8 2,4 — 4,8 3,0
Чугун СЧ 18-26 В песок — 4.3 2,7 — о,4 3,4
Чугун СЧ 21-40 В песок — 4,8 3,0 — 6,0 3,7
Примечание: Rb—-для нереверсивных передач;
R-b—для реверсивных передач.
Расчет на усталость рабочих поверхностей зубьев червячного колеса сводится к про-
верке удельных давлений по формуле:
140 000 /""7V~~
J 3 — v d^n ^пов ^доп кг/млА, (23)
где rfi, rf2 — диаметры соответственно червяка и колеса. — . ..
Коэфициент долговечности определяется выражением
t , ( Z \3/' Мср \
+\ О (24)
где‘Z—число зубьев червячного колеса;
6 — коэфициент деформации червяка (табл. XIX);
Таблица XIX
Коэфициент 9 деформации червяка
Число заходов червяка Число q модулей в диаметре червяка
6 7 8 9 10 11 1 12 13
1 40 55 72 89 108 127 147 168
2 32 44 57 71 86 102 117 134
3 29 39 51 61 76 89 ЮЗ 118
4 27 36 47 58 70 82 94 108
Таблица XX
Допускаемые удельные давления для чугунных червячных колес адо„ в кг! мм2
Материал .. ^доп в кг!мм* ПРИ скорости скольжения в м]сек
червяка колеса 0 0.25 0.5 1 2 3
СЧ 15-ЗЛ СЧ 18-36 СЧ 12-28 или СЧ 15-32 7,5 7,0 6,5 6,0 5,0 3,5
или СЧ 21-40 Сталь 20, цементиро- То же 6,5 ,' 5,5 4,5 4,0 3,0 —
ванная Сталь Ст. 6 То же 6,0 5,0 4,0 3,5 2,5 —
814
Приложение 2
Мср, Мнаид — средний и наибольший крутящий моменты, передаваемые червячным ко-
лесом.
Допускаемые удельные давления адоп приведены для бронз в табл. XVIII, а для чугун-1
ных червячных колес даны, в зависимости от скорости скольжения, в табл. XX.
Проверка теплового режима червячной передачи производится на основе уравнения
теплового баланса. Прн этом количество выделяемого тепла подсчитывается по формуле:
Q = 63 2Л (1 — Т|) ккал^час, (25)
где N— мощность на валу червяка в л. с.;
•г;—к. и. д. червячной передачи, определяемый по формуле:
tg?
’1~tg(r + 9)Гр'
(26)
где — угол подъема витков червяка на делительном цилиндре; р — фиктивный угол тре-
v
ния, зависящий от скорости скольжения vc — ~cQs — (табл. XXI). Коэфициент t\p, учиты-
вающий потери на размешивание и разбрызгивание масла:
N- 0.001 оВУЕ
г‘р N
(27)
Таблица XXI
где В — ширина погружения червяка или колеса в масло в см; Е — вязкость масла при
рабочей температуре в градусах Энглера.
Значения угла трения р при работе червячного колеса из фосфористой бронзы
по стальному червяку
Скорость скольжения vc в м!сек Угол трения р Скорость скольжения vc в Mice к Угол трения р
0.01 6с2О/—6°50' 2,5 1°40'-2°20
о.ю 4о30'-510' 3 1°35'—2°00'
0,25 .3°40'—4°20' 4 1°20'—1°40’
0,50 3-10'— 3’40' 7 1°С0'—1°30'
1,0 2°35’—3°10' 10 0°551°20'
1,5 2°20' -2°50' 15 0°55'—1°10'
2,0 2'00'—2С35’
Избыточная температура корпуса червячной передачи определяется из условия сопло-
вого баланса и должна удовлетворять соотношению
QT„ !, O.bTxSk \
= Sk(Jp+ Тх) v+ 0,126! -j-0,4G._> )<()0 ’ (28'
где Tp, Tx — времена соответственно работы и остановки (при их чередовании) червячной
передачи в часах;
S — свободная поверхность корпуса передачи в м2;
k — коэфициент теплопередачи, зависящий от условий циркуляции воздуха (для
чугунных стенок k = 7,5н~15 ккалм- град, час);
Gi, G2 — веса редуктора и масла в кг.
Глобоидные червячные передачи при средней точности изготовления допускаю i нагрузки
в 1,5-2 раза больше, чем передачи с цилиндрическим червяком при одинаковых межосевом
расстоянии и передаточном отношении. Расчет на нагрев и определение к. п. д. глобо-
идных передач можно производить приближенно по формулам (26) и (28).
ОГЛАВЛЕНИЕ
Глава I. Введение................•.............................•............ 3
§ 1. Общие тенденции современного станкостроения........................ 3
§ 2. Краткий обзор развития отечественного станкостроения.............. 15
§ 3. Основные проблемы при проектировании станков в свете задач социалисти-
ческой Советской промышленности....................................... 19
§ 4. Выбор и обоснование конструкции станка на основе технологического задания 25
Глава II. Определение основных технических характеристик проектируемого
станка............................................................ 28
§ 5. Выбор предельных скоростей резания и подач....................... 28
§ 6. Ряды чисел оборотов шпинделей станков ...........................
§ 7. Ряды чисел двойных ходов у станков с прямолинейным главным движением 37
§ 8. Ряды подач . . . •............................................... 41
§ 9. Выбор значений чисел оборотов шпинделя, чисел двойных ходов и величии
подачи .... ..............................................43
§ 10. Значения чисел оборотов, двойных ходов, подач, диапазонов регулирования,
чисел ступеней скорости и подачи знаменателей рядов в современных
станках................................................................. 45
§ 11. Определение мощности электродвигателей станка..................... 49
Глава III. Разработка кинематической схемы проектируемого станка........... 6Г
§ 12. Общие требования к кинематической схеме проектируемого станка ... 61
§ 13. Основные факторы, определяющие структуру кинематических цепей станка 70
§ 14, Указания по разработке кинематических схем станков................ 76
§ 15. Определение передаточных отношений механизмов кинематической цепи . 83
§ 16. Определение чисел зубьев колес механизмов типа коробок скоростей и
коробок подач ..................................................ПО
Глава IV. Станины. Направляющие. Стойки, столы, поперечины супорты ... 121
§ 17. Станины...........................................................121
§ 18. Материалы станин. Технические условия на станины..................130
§ 19. Типовые конструкции станин................................... . ПО
§ 20. Современное состояние проблемы расчета станин станков.............158
§ 21. Направляющие......................................................165
А. Материалы направляющих и способы обеспечения износостойкости . - 165
Б. Технические условия на направляющие.............................170
§ 22. Конструкции направляющих скольжения...............................171
А. Общие положения................................................171
Б. Конструктивные формы направляющих скольжения............... . 175
В. Устройства для регулирования направляющих......................178
Г. Привертные и приваренные направляющие...........................184
Д. Цилиндрические направляющие.....................................186
Е. Круговые направляющие..........................................188
§ 23. Направляющие качения..............................................191
§ 24. Защита и смазка направляющих......................................199
§ 25. Расчет направляющих...............................................204
§ 26. Стойки, столы, поперечины, супорты станков. Общие указания по проек-
тированию их...........................................................219
816
Оглавление
Глава V. Ременные передачи в станках ......................................224
§ 27. Области применения ременных передач в станках....................224
§ 28. Одношкивнын и ступенчатошкивный ременный привод. Определение диа-
мефов ступеней шкивов, передаточных отношении и чисел зубьев колес
переборов............................................................. 225
А. Достоинства и недостатки приводов обоих типов. Области применения их 225
Б. Определение основных размеров элементов ступеичатошкивной передачи 227
§ 29. Замечания по расчету ременных передач станков.....................233
§ 30. Мощности и крутящие моменты на шпинделе при одношкивном и при
ступенчатошкнвном приводе..............................................234
§ 31. Материалы ремней и шкивов. Технические условия на ременные передачи
станков................................................................236
§ 32. Конструкции ремеииых передач в станках........................... 238
! А. Конструкции шкивов.............................................238
Б Посадки н крепления шкивов.....................................241
В. Разгрузка шпинделя или вала от давления ремня.................242
Г. Устройства для натяжения ремня.................................244
Д. Обеспечение удобства замены ремией н смены шкивов 249
’ ' Е. Конструкции ступенчатошкивных передач..........................249
Ж. Передачи одним ремнем или одним комплектом ремней на несколько
шкивов ...................................................... 251
Глава VI. Цепные, зубчатые и червячные передачи в станках...................253
§ 33. Цепные передачи в станках.........................................253
А. Преимущества и недостатки цепных передач. Области применения их
в станках..........................................................253
Б. Указания по расчету цепных передач.............................254
В. Материалы звездочек. Технические условия.......................254
Г. Расположение цепной передачи...................................255
Д. Конструкции звездочек .........................................255
Е. Устройства для натяжения цепи................................ 257
Ж. Смазка цепных передач..................................• . . . . 259
§ 34. Зубчатые передачи в станках..................................... 259
А. Достоинства и недостатки зубчатых передач. Применение нх в станках 259
Б. Типы зубчатых передач, применяемых в станках...................261
В. Материалы зубча,ых колес, применяемые в ст шкостроении.........266
Г. Технические условия на зубчаты: передачи станков ..............268
Д. Указания по расчету зуб,атых передач станков ..................279
Г Е. Конструктивное оформление зубчатых передач станков .............272
I § 35. Червячные передачи............................................... 277
\ _1. А. Применение червячных передач в станках. Их достоинства и недостатки 277
’ Б. Типы червячных передач, применяемых в станках...................279
“д В. Материалы червяк >в и червячных колес.............•.............279
1 Г. Технические условия нт червячные передачи станков ............. 281
1 Д. Указания по расчету черничных передач . .......................281
Е. Конструктивное оформление червячных передач станков............282
Глава VII. Коробки скоростей и коробки подач.................................288
§ 36. Коробки скоростей станков.........................................288
А. Общие положения. Эксплоатационные и технологические требования
к коробкам скоростей ............................................ 288
Б. Технические условия.............................................297
§ 37. Типы коробок скоростей............................................300
А. Расположение в станке........................................ 300
Б. Способы осуществления различных передаточных отношений..........302
В. Способы включения и выключения передач.........................308
§ 38. Коробки подач................................................... 318
А. Общие положения. Требования к коробкам подач....................318
Б. Технические условия.............................................320
Оглавление
817
§ 39. Типы коробок подач......... .....................................321
А. Коробки подач с постоянными зубчатыми передачами, включаемыми
передвижением колес, блоков и сцепных муфт.......................321
Б. Коробки подач в форме гитар сменных колес......................322
В. Коробки подач со встречными ступенчатыми конусами и вытяжными
шпонками.........................................................327
Г. Механизмы типа меандра........................................332
Д. Нортоиовские коробки...........................................334
Е. Коробки подач с эпициклическими механизмами ................... 342
§ 40. Механизмы быстрых подач.......................................343
Глава VIII. Бесступенчатые вариаторы в станках..........................347
§ 41. Эксплоатационные преимущества бесступенчатого привода станков . . . 347
§ 42. Способы бесступенчатого регулирования чисел оборотов, двойных ходов
и величин подач ....................................................... 349
§ 43. Способы увеличения диапазона бесступенчатого регулирования при при-
менении в приводе механических вариаторов..............................352
§ 44. Конструкции механических бесступенчатых вариаторов, применяемых
в станках..............................................................357
§ 45. Расчет механических бесступенчатых фрикционных вариаторов........365
Глава IX. Шпиндели, валы и их опоры........................................377
§ 46. Назначение валов и шпинделей в станках. Общие требования к ним . . . 377
§ 47. Материалы шпинделей и валов. Их термообработка...................380
§ 48. Технические условия на шпиндели и валы станков...................382
§ 49, Конструкции шпинделей и валов. Формы концов шпинделей............383
§ 50. Расчет шпинделей и валов.........................................390
А. Расчет на прочность...........................................390
Б. Расчет шлицевых валов (прямобочного профиля) на удельное давление
на гранях шлицев..............................................393
В. Расчет на жесткость...........................................395
Г. Расчет ходовых валов...........................................400
Д. Колебания шпинделей и валов. Определение критических чисел оборотов 401
§ 51. Типы опор, применяемых в станках. Выбор типа опор для шпинделей и 403
валов .................................................................
§ 52. Опоры скольжения в станках.......................................405
А. Материалы подшипников скольжения...............................405
Б. Конструкции опор скольжения....................................409
В. Указания но расчету опор скольжения для шпинделей и валов .... 418
§ 53. Опоры качения в станках..........................................421
А. Выбор типа подшипников качения.................................422
Б Специальные типы подшипников качения, применяемые в станках . . 424
В. Применение сферических подшипников, игольчатых подшипников, под-
шипников с предварительным натягом.................................426
Г. Число подшипников в одной опоре. Расположение упорных подшипни-
ков (подпятников)...............................................428
Д. Конструкции опор качения в станках.............................429
Е. Посадки подшипников качения....................................440
Ж. Уплотнение опор................................................442
3. Расчет подшипников качения для опор шпинделей и валов..........443
Глава X. Муфты и тормозы....................................•..............448
§ 54. Основные типы муфт, применяемые в станках.....................448
А. Постоянные муфты...............................................448
Б. Сцепнс е муфты.................................................455
В. Указания по расчету фрикционных муфт...........................483
§ 55. Тормозные устройства..............................................490
А. Назначение тормозных устройств в станках.......................490
Б. Системы торможения и типы тормозных устройств, применяемых
в станках.......................................................491
В. Механические тормозные устройства..............................491
Г. Указания по расчету тормозов...................................499
52 Ачеркаи И. С. 5G5
818
Оглавление
Глава XI. Механизмы для осуществления прямолинейного и плоского дви-
жений .................................................................505
§ 56. Типы механизмов, применяемых в станках для осуществления плоского
движения................................................•...............505
§ 57. Зубчатое колесо или зубчатый сектор и рейка.......................507
А. Общие положения.............................................. 5о7
Б. Материалы зубчатого колеса и рейки и их термическая обработка . . 508
В. Конструкции элементов реечной передачи. Примеры выполненных кон-
струкции ..........................................................508
Г. Указания по расчету реечных передач.............................512
§ 58. Червяк и рейка. Особенности конструкции этих передач в станках . . . 513
§ 59. Ходовой винт и гайка............................................. 515
А. Общие положения. Области применения в стайках..................515
Б. Материалы ходовых винтов и гаек. Термическая обработка .... 516
В. Точность резьбы ходовых винтов. Технические условия на ходовые
винты и гайки......................................................517
Г. Конструкции привода посредством ходового винта и гайки ........ 519
Д. Расчет механизма винтовой передачи . , ........................ 532
§ 60. Кулачок и рычаг или толкатель ...................................538
§ 61. Кривошипно-шатунный, кулисные и многозвенные рычажные механизмы
в станках..............................................................5-17
§ 62. Канатный привод...................................................559
§ 63. Устройство с движением от рессоры.................................561
§ 64. Пантографные устройства...........................................552
§ 65. Копировальные устройства для осуществления плоских движений .... 566
Глава XII. Механизмы для осуществления периодических (прерывистых) дви-
жений .....................................................................571
§ 66. Периодические движения в станках. Устройства для осуществления их . 571
§ 67. Храповые механизмы............................................... . 575
§ 68. Мальтийские механизмы.............................................587
§ 69. Звездчатые механизмы, передачи неполнозубыми (секториальными) коле-
сами и пр............................................................. 606
§ 70. Фиксирующие устройства............................................607
§ 71. Электромеханические системы периодических подтч...................612
Глава XIII. Реверсирующие устройства.......................................616
§ 72. Реверсирование различных движений в станках.......................616
§ 73. Требования к реверсирующим устройствам. Электрические, гидршлические
и механические системы реверсирования движений. Критерии примени-
мости этих систем.......................................................618
А. Электрическое реверсирование ................................. 619
Б. Реверсирование с помощью гидравлических устройств...............623
В. Реверсирование с помощью механических устройств................624
§ 74. Динамика процесса реверсирования. Потери энергии при реверсировании 625
§75. Конструкции реверсирующих мехшизмов...............................629
Глава XIV. Системы управления механизмами станков..........................640
§ 76. Функции систем управления. Требования, предъявляемые к управлению,
и способы удовлетворения их ...................................... ..... 640
§ 77. Выбор системы управления и ее конструкции.........................654
§ 78. Механические системы управления и их основные элементы............657
А. Органы ручного управления и передачи...........................(157
Б. Передачи от управляющего органа к исполнительному механизму . . . 662
Оглавление
819
АрТ
l-1—-----
§ 79. Миогорычажные и однорычажные (однорукояточные) системы управления 669
§ 80. Системы управления с предварительным набором скорости главного дви-
жения нли подачи.......................................•............682
§ 81. Система предохранительных устройств....................... ... 692
А. Блокировочные устройства.........................................695
Б. Ограничители хода......................•.........................698
В. Устройства для предохранения станка от перегрузок .............. 710
Г ллза XV. Смазочные устройства и устройства для охлаждения инструмента . 723
§ 82. Требования к смазочным устройствам станков.........................723
83. Способы смазки станков. Смазочные устройства и системы смазкн .... 727
/' А. Устройства для ручной периодической смазки......................... 728
• Б. Устройства для автоматической смазки .............................. . 731
В. Конструкции смазки направляющих..................................747
Г. Насосы, фильтры, маслопроводы, контрольная аппаратура............749
Д. Маслопроводы н их соединения.....................................757
§ 84. Указания но расчету смазочных систем..................•............760
§ 85. Устройства для смазки и охлаждения режущих инструментов............765
А. Смазочно-охлаждающие жидкости при обработке резанием; их основные
свойства; требования к смазочно-охлаждающим жидкостям...............765
Б. Требования к системам подачи смазочно-охлаждающей жидкости. Основ-
ные части системы охлаждения. Типы систем охлаждения............. . 769
В. Элементы систем охлаждения.......................................774
§ 86. Определение производительности насоса охлаждения. Расчет размеров ре-
зервуаров-отстойников .................................................787
Приложение 1........................................................793
Приложение II.......................................................804
Технический редактор Модель Б. И.
Корректор Рубашкин И. И.
Обложка художника Руссовского Б. А.
Сдано в произ. 20/V 1949 г.
Подпис. к печати 23/VJII 1949 г.
А07074. Тираж 15,000 экз.
Печ. л. 51,25-f- 4 вклейки
Уч.-изд. л. 76,6
Бумага 70 X ЮЗ1/^.
Зак. № 565
1-я типография Машгиза, Ленинград,
ул. Моисеенко, 10
ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
Стра- ница Строка Напечатано Должно быть По чьей ннне
57 Таблица, 8-я графа, в головке *,2 = N2 + n32 N32 = N2+Nn2 Тип.
57 Таблица, 9-я графа, в головке II 712=тт; jVs2 V
106 19-я снизу тем механизм тем в механизм Корр.
109 2-я сверху -“"'-яг = _L и 16 Тип.
114 5-я , ~ 7~ 3 52 ~ 21 = 72 ' W2 = Корр.
115 14-я также и /2 также и е2 Ж
124 1-я трубку , трубу 0
137 Табл. 7, 2-я графа, 4-я сверху Fl W1 9 —±- = i = /И2 7^2 v2 Л 9 ~ — - =Й F2 v2
161 24-я сверху KijCAfl лггсл;2 *
209 14-я , = тт _ С c-L Тип.
535 8-я снизу а1 1 = const = 4 1 = const = — 4 а
592 6-я снизу d (- — у) X (cos у — dy — 1 — 2X-COS у 7) + X2 rf(7t— <р) X (cos tf> — dt 1 — 2X cos Х)-ш у -г X2 Авт.
Ачеркан Н. С-, Зак. 565.