Содержание к диссертации
Введение
2. Анализ приводов зажимных механизмов автоматизированных станков. Цель и задачи настоящего исследования 7
2.1. Виды приводов зажимных механизмов и их характеристики 7
2.2. Анализ схем и конструкций гидроприводов зажимных механизмов 16
2.3. Анализ способов стабилизации и регулирования характеристик зажимных механизмов с гидроприводом 32
2.4. Анализ ранее проведенных исследований характеристик гидроприводов ЗМ 38
2.5. Цель и задачи настоящего исследования 49
3. Анализ существующих зажимных механизмов с гидроприводом 52
3.1. Теоретический анализ и расчетная схема процесса зажима заготовок 52
3.2. Анализ быстродействия зажимного механизма с гидравлическим приводом 66
3.3. Анализ энергетического баланса и КПД ЗМ с гидравлическим приводом 75
3.4. Экспериментальные исследования зажимных механизмов с гидравлическим приводом 81
3.5. Выводы 98
4. Исследование зажимных механизмов с гидромеханическим приводом 100
4.1. Теоретический анализ процесса зажима заготовок в зажимном механизме с гидромеханическим приводом 102
4.2. Анализ быстродействия зажимного механизма с гидромеханическим приводом 109
4.3. Анализ энергетического баланса и КПД ЗМ с гидромеханическим приводом 117
4.4. Экспериментальные исследования зажимных механизмов с гидромеханическим приводом 119
5. Методика проектирования ЗМ с гидроприводом и эффектив ность предлагаемых разработок 134
5.1. Рекомендации по выбору схем и систем управления ЗМ с гидроприводом 134
5.2. Рекомендации по повышению точности и производительности обработки 138
5.3. Рекомендации по совершенствованию конструкций ЗМ с гидроприводом для ТРС и МТПА 142
5.4. Методика оптимального проектирования ЗМ с гидроприводом 145
5.5. Эффективность внедрения разработок и результаты их производственных испытаний 170
Заключение 173
Список основной использованной литературы 176
Приложения 188
- Анализ схем и конструкций гидроприводов зажимных механизмов
- Анализ способов стабилизации и регулирования характеристик зажимных механизмов с гидроприводом
- Экспериментальные исследования зажимных механизмов с гидравлическим приводом
- Экспериментальные исследования зажимных механизмов с гидромеханическим приводом
Введение к работе
"Основными направлениями экономического и социального развития СССР на 1981-1985 годы и на период до 1990 года", решениями ноябрьского /1982 г./ и июньского /19вЗ г./ Пленумов ЦК КПСС, а также постановлением ЦК КПСС и Совета Министров СССР "О мерах по ускорению научно-технического прогресса в народном хозяйстве" [1-6J намечено дальнейшее кардинальное повышение производительности труда, внедрение гибкой технологии, строжайший режим экономии электроэнергии, сырья, металлов и других материалов, снижение металлоемкости выпускаемой продукции и широкое внедрение в промышленность безотходных и энергосберегающих техники и технологий, повышение конкурентноспособности металлообрабатывающего оборудования.
Значительное влияние на качество выпускаемой продукции и производительность ее обработки оказывает зажимной механизм /ЗЭД/, предназначенный для закрепления обрабатываемых заготовок, режущих инструментов или подвижных узлов станка.
Несмотря на длительное использование промышленностью многошпиндельных токарных полуавтоматов /ШЛА/ и токарно-револьверных станков /ТРС/, гидроприводы ЗМ в них до сих пор не используют таких преимуществ как высокое давление, возможность бесступенчатого и автоматического регулирования сил и перемещений, быстродействие, удельная металлоемкость и простота автоматизации. Вращающиеся гидроприводы ЗМ в указанных станках работают при давлениях 1,5... 3,0 МПа, ненадежны из-за больших утечек, неэкономичны в эксплуатации, а гидромеханические приводы не получили широкого распространения из-за отсутствия методики их инженерного расчета и оптимального проектирования.
Цель работы. Повышение производительности и надежности токарных автоматизированных станков при сокращении энергозатрат на основе создания быстродействующих, надежных и экономичных зажим ных механизмов с гидроприводом и разработки методов их проектирования.
Научная новизна. Теоретически и экспериментально исследованы ЗМ с длинноходовыми гидравлическими и короткоходовыми гидромеханическими приводами и самонастраивающимися патронами. Установлены аналитические зависимости для определения: сил и перемещений звеньев ЗМ, характеристик упругого звена с линейной и нелинейной зависимостью "сила-деформация", быстродействия и затрат энергии в ЗМ с вращающимся гидроприводом, выполнена оптимизация основных параметров ЗМ с гидроприводом при условии минимальных затрат потребляемой энергии.•
Разработанная методика инженерного расчета приводов позволяет определить быстродействие, экономичность и технические характеристики проектируемых и эксплуатируемых станков.
Практическая ценность. Установлены факторы, влияющие на быстродействие, энергоемкость и точность обработки деталей в ЗМ с гидравлическим и гидромеханическим приводами, разработана методика проектирования и инженерного расчета быстродействующих, надежных и экономичных ЗМ с гидроприводом. Созданы новые конструкции ЗМ с гидроприводом, защищенные авторскими свидетельствами СССР на изобретения.
Реализация работы.Предложенные в диссертационной работе методы расчета и результаты исследований использованы при разработке конструкций ЗМ с гидравлическим и гидромеханическим приводами на многошпиндельных токарных полуавтоматах Житомирского завода станков-автоматов (ЖЗСА), токарно-револьверных станках Бердичевского станкозавода "Комсомолец", а также на ПО им.С.П.Королева (г.Киев), ПО "Киевприбор", Крюковском вагоностроительном заводе, что подтверждено актами внедрения. Годовой экономический эффект от внедрения составляет ЗІ483 руб. Результаты работы используются при чтении курса лекций "Станки с программным управлением" в Киевском поли техническом институте (КПИ).
Настоящая работа является частью работ региональной комплексной программы "Качество" (П.4) и договора о межвузовском сотрудничестве КПИ с ВМЭИ (Габрово, НРБ) по теме "Анализ, разработка, исследование, синтез и технология изготовления цанговых механизмов с оптимальными параметрами" (регистрационный № 6794000U).
Апробация работы.Основные научные положения работы апробированы на шести республиканских и одной с международным участием конференциях.
Публикации.По материалам диссертации опубликовано 7 статей и получено 3 авторских свидетельства СССР на изобретения.
Автор защищает:
1. Аналитические зависимости по определению быстродействия ЗМ с гидравлическим и гидромеханическим приводами.
2. Методику определения энергетического баланса в ЗМ с гидроприводом при установке и обработке детали.
3. Теоретические и экспериментальные исследования ЗМ с гидравлическим и гидромеханическим приводами, включающие статические и динамические исследования ЗМ в процессе зажима и разжима при невращающемся шпинделе.
4. Методику выбора оптимальных параметров и инженерного расчета быстродействующих, надежных и экономичных ЗМ с гидроприводом.
5. Новые схемы и конструкции быстродействующих, надежных, экономичных и автоматически регулируемых ЗМ, защищенные авторскими свидетельствами СССР на изобретения.
6. Практические рекомендации по совершенствованию ЗМ с гидроприводом применительно к МГПА и ТРС.
Анализ схем и конструкций гидроприводов зажимных механизмов
Г.Блаттри ( М. BtdttZLJ ), используя балльную систему оценок, проанализировал гидравлический, пневматический и электрический приводы по источнику энергии [lOlJ. В качестве оценочных факторов он принял осевую силу, время, контроль и надежность зажима, безопасность и стоимость приводов, а также потребляемую ними энергию, отдавая предпочтение пневмоприводу.
Р.Кленк ( R. Шпк ) ввел понятие плотности силы, показатель которой для гидропривода равен 3...I6 МПа, электропривода - 0,4...1,6, а для пневмопривода 0,4...0,6 МПа [ІГОЗ].
В табл. 2.1 по аналогии с [iOl] представлен анализ основных характеристик ЗМ с различными приводами, доказывающий прей мущество гидромеханического привода перед другими. В табл. 2.2 приведены основные характеристики ЗМ с гидроприводом (ГП) ТРС и МТПА, позволяющие выявить их достоинства, например, широко-диапазоннасть, универсальность, и недостатки, например, низкие давления жидкости, значительный расход утечек, большие перемещения штока, вызывающие непроизводительные расходы энергии.
Источником давления жидкости в ГП являются насосы постоянной подачи с дроссельным регулированием на входе или выходе и насосы с переменной (регулируемой) производитель-ностью. ГП с насосами постоянной производительности и дроссельным регулированием, применяемые в ЗМ ТРС и МТПА , вследствие непрерывного перепуска жидкости через напорный золотник имеют низкий КПД с нагревом жидкости и последующим изменением ее вязкости. Ю.И.Чупраков [98 ] указывает, что одним из важнейших показателей ГП является КПД, определяемый типом насоса и устройством, регулирующим давление питания. В табл. 2.3 приведены схемы идеальных ГП дроссельного и объемного регулирования, в которых отсутствуют потери в гидролиниях, механические потери, утечки рабочей жидкости и др.
В работе [іОб] отмечается, что с точки зрения экономии энергии предпочтительнее применять нерегулируемые насосы с разгрузкой в сочетании с аккумулятором. Регулируемые насосы дороже, при использовании их с гидроаккумулятором расход жидкости на выходе из насоса на 20% превышает расход нерегулируемого насоса.
По мнению авторов работы [75] применение насосов переменной подачи не исчерпывает всех возможностей силового гидропривода по рациональному регулированию их производительности и достижению равномерной загрузки двигателя. Более эффективным является двухрежимное регулирование простыми по устройству клапанами (а.с. СССР № 553382), позволяющие автоматически, в зависимости от нагрузки, обеспечить равномерную загрузку двигателя.
В работе [20] сделан вывод, что для повышения кинематического КПД гидросистемы следует увеличивать давление. Увеличение расхода и размеров гидроцилиндра увеличивает размеры распределительных устройств и трубопроводов системы.
В работе [18] указано, что отключение электродвигателя насоса при коротких (I...2 мин) паузах в работе экономически невыгодно, т.к. частые остановки и пуски вызывают интенсивный износ вращающихся частей насоса и сопровождаются "пиковыми" нагрузками, что приводит к перегреву и быстрому выходу из строя электродвигателя. Рекомендуется переводить насос в разгрузочный режим при помощи распределителя с открытым центром, клапанов типа Г52, а для повышения КПД системы - использовать гидроаккумулятор.
При эпизодическом потреблении жидкости применяют автоматы разгрузки для перевода насоса по достижении заданного давления в режим холостого хода (с нулевым давлением). Однако срабатывание автоматов разгрузки вызывает значительные забросы давления, порчу измерительных приборов и усталостные разрушения трубопроводов [l4].
Анализ способов стабилизации и регулирования характеристик зажимных механизмов с гидроприводом
Номенклатура обрабатываемых на токарных автоматизированных станках заготовок чрезвычайно широка. Сюда входят разнообразные по црофилю, физико-механическим свойствам и химическому составу заготовки со строго регламентированными по ГОСТ отклонениями диаметра от номинального, т.е. калиброванный прокат, и с широкими допусками, но значительно дешевле калиброванного, т.е. горячекатаный прокат; разнообразные по профилю поперечного сечения сплошные и трубчатые, толсто- и тонкостенные, мягкие и твердые, хрупкие и упругие заготовки.
Возможность зажима перечисленных заготовок одним приводом с учетом изменения режимов резания и возмущающих воздействий определяет необходимость стабилизации и регулирования характеристик ЗМ.
В системе Пр-П силовой характеристикой является осевая сила зажима 5Т , стабилизация которой в ЗМ с гидро- и пневмо приводом осуществляется независимо, т.к. при использовании энергии сжатых жидкости или воздуха давление в цилиндре зажима постоянно (при условии применения источника энергии постоянной производительности и незначительного объема утечек рабочей среды).
В ЗМ с гидромеханическим приводом осевая сила S является линейной или нелинейной функцией перемещения поршня в зависимости от жесткости упругого элемента.
Стабильность силовых характеристик системы П-Д, как замыкающего звена сложной системы ЗМ, характеризуется коэффициентами стабильности [56]: радиальной силы т , момента прокручивания , силы проталкивания op , осевой силы , коэффициента усиления патрона , являющимися отношением разности максимальной и минимальной величины характеристики к наибольшему отклонению ACL размера зажимаемых заготовок.
Коэффициенты стабильности т бе и к связаны зависимостью [49, 561: из которой видно, что стабильность радиальной силы зажима т зависит от стабильности силовых характеристик привода s й патрона С к . Если привод обеспечивает постоянную осевую силу 5 -, то ч= 0, а Ст= K zirnin Если патрон имеет постоянный коэффициент усиления Кр , то к= 0, а Стабильность радиальной силы зажима Тz. » как основной выходной характеристики ЗМ, при использовании патронов с постоянным коэффициентом усиления Кп может быть обеспечена приводом с постоянной осевой силой. Этому условию удовлетворяет MHO жество известных приводов, среди которых можно выделить приводы с силовым замыканием, самотормозящие с геометрическим замыканием при наличии упругого звена с нелинейной, заранее подобранной характеристикой.
В гидравлическом приводе ЗМ с цанговым патроном (с переменным коэффициентом усиления) стабилизация и регулирования Т могут быть обеспечены: а) ручной настройкой давления в ГЦЗ; б) автоматическим регулированием давления в ЩЗ системой или устройством автоматического регулирования, использующими в качестве управляющего сигнала перемещения трубы зажима или торца цанги, как функцию отклонения диаметра заготовки от номинального; в) автоматической настройкой давления в ГЦЗ от прибора активного контроля (скобы или датчика), измеряющего диаметр заправляемого в трубу подачи прутка [бб].
В токарных автоматизированных станках большое значение имеет постоянство радиальной силы Т зажима и жесткости, т.к. режимы резания обычно выбирают по минимальному значению і для надежного закрепления и безвибрационной обработки деталей. В отличие от неизменяющейся в процессе обработки осевой силы, радиальная сила в зависимости от диаметра обрабатываемой заготовки изменяется по определенному для каждого вида замыкания закону. С увеличением отклонения /\CL обрабатываемой заготовки радиальная сила всегда увеличивается.
Для получения стабильной и постоянной радиальной силы 21 необходимо регулировать осевую силу по определенному закону. В ЗМ с геометрическим замыканием осевую силу можно регулировать жесткостью пакета тарельчатых пружин, являющегося компенсатором, в ЗМ с гидроприводом - напорным золотником, изменяющим давление в ЩЗ, в самотормозящих ЗМ с переменной структурой - изменением положения подвижного самотормозящего упора І74, 78J.
Автоматическое регулирование и стабилизацию радиальной силы I у в механизме зажима и подачи прутка МТА по а.с. СССР № 657917 можно осуществить приводом доворота, состоящим из электродвигателя ЭД и редуктора Р, а регулировочная гайка РГ выполнена в виде зубчатого колеса с наружным зацеплением и связана с зубчатым колесом привода доворота (рис. 2,5,а). Недостатком указанной конструкции является невозможность регулирования при вращающемся шпинделе. В механизме зажима и подачи прутка по а.с. СССР № 625842 (рис. 2.5,6) регулирование и стабилизация Ту производится при вращающемся шпинделе путем введения в цепь регулирования дифференциального механизма ДМ.
В ЗМ с гидроприводом токарных автоматизированных станков, например ТРС и МТПА, автоматическое регулирование радиальной силы зажима (выходного параметра) может производиться введением отрицательной обратной связи, управляющим сигналом в которой может быть осевое перемещение трубы зажима 33=j(z\cL) , воздействующее на напорный золотник (вход). В ЗМ с автоматическим регулированием по а.с. СССР № 653084 (рис. 2.5,в) существенным недостатком является низкая точность управляющего сигнала, т.к. последний подается вращающейся трубой зажима, а не торцом цанги. Кроме того, стыки в рычажной передаче РП являются дополнительными источниками вибрации, а наличие гидроусилителя ГУ удорожает конструкцию [ИЗ].
Экспериментальные исследования зажимных механизмов с гидравлическим приводом
Экспериментальные исследования проведены с целью: определения основных характеристик ЗМ с гидроприводом; установления фактического времени зажима-разжима заготовок; определения оптимальных давления и расхода рабочей жидкости; установления законов ручного регулирования основных характеристик ЗМ.
Методикой экспериментальных исследований предусмотрены: I) статические исследования ЗМ с гидроприводом; Z) динамические исследования путем осциллографирования процесса зажима-разжима оправок различного диаметра с применением гидростанции станка и отдельной гидростанции, питающей только гидропривод ЗМ.
Экспериментальные исследования проведены на станке-стенде ТРС мод. ІА34ІЦ (рис. 3.8,а). При статических исследованиях перемещения подвижных элементов фиксировали индикаторами часового типа с ценой деления 0,01 мм, радиальную силу I измеряли цанговым динамометром (рис. 3.9,6), силу проталкивания прутка Рпр - динамометром камертонного типа, а момент прокручивания Мпп " динамометрической рукояткой [из] .
Осциллографирование процесса зажима-разжима при невращаю-щемся шпинделе проводили со стандартной аппаратурой, включающей (рис. 3.8,в) светолучевой осциллограф Н-ІІ7 и тензоусилители ТА-5. Перемещения подвижных при зажиме-разжиме элементов привода и патрона измеряли тензобалками, неподвижно закрепленными на корпусе станка. В качестве чувствительных элементов на тензо-балках использовали проволочные тензорезисторы сопротивлением 100 ом и базой 10...20 мм.
Давления в полостях ЩЗ измеряли датчиками давления с наклеенными на них тензорезисторами, осевую силу - датчиком осевой силы на трубе зажима, а радиальную силу - цанговым динамометром с тензобалкой (рис. 3.9,6).
Тарировку тензобалок проводили следующим образом. Один конец тензобалки закрепляли в тисках, а другой конец перемещали измерительным штифтом микрометра с ценой деления 0,01 мм. Тарировку датчика осевой силы проводили нагрузочным устройством (рис. 3.9,а) с динамометром камертонного типа. Тарировку датчиков давления проводили на устройстве (рис. 3.9,в) с образцовым манометром, имеющим цену деления 0,025 МПа.
Согласно схемы на рис. ЗЛО статические исследования вклю Ру чали замеры: радиальной жесткости зажима Jp-- ]- (рис. ЗЛІ); 2) радиальной силы Т зажима при помощи цангового динамометра (ЦД) (рис. 3.9,6); 3) осевой силы Рпр проталкивания; 4) момента Мпр прокручивания; 5) перемещений X трубы зажима цанги и Xj прутка.
Зажим стальных шлифованных оправок, закаленных до твердости HRC 41...50 диаметрами 39,0...41,0 мм производили при значениях осевой силы S = 20, 25 и 30 кН, создаваемой давлениями жидкости в зажимной полости ГЦЗ равными соответственно Р 3= ХД2; 1,33 и 1,55 МПа при эффективной площади поршня Fn = 190,26 см2. Исследования проводили в такой последовательности. При давлениях р5 = 1,12; 1,33 и 1,55 МПа последовательно закрепляли оправки с d= 39,0...41,0 через 0,5 мм и замеряли вначале перемещения Х , Х2 и Хз » а затем при помощи ЦД - радиальную силу Т на одной губке цанги. После этого динамометром сжатия камертонного типа замеряли осевую силу Рпр проталкивания, а динамометрической рукояткой типа РД 20 - момент М пр прокручивания оправок. Прогиб оправок на вылете tn= 100 мм от торца цанги (вкладыша) при нагружении их усилием Ру = 0... 5,0 кН контролировали индикатором \\ц..
Экспериментальные исследования зажимных механизмов с гидромеханическим приводом
Целью экспериментальных исследований являлось: определение основных характеристик ЗМ с ГМП, установление фактического время зажима-разжима заготовок, определение характеристики "сила-деформация" и оптимальных значений жесткости УЗ, а также давлений жидкости нр при разжиме. Согласно методике экспериментальные исследования включали: I) статические исследования характеристик ЗМ с ГМП; 2) динамические исследования характеристик ЗМ с ГМП путем осциллографирова-ния процесса зажима-разжима оправок различного диаметра при не-вращающемся шпинделе; 3) определение необходимых для аналитических исследований характеристик и параметров; 4) производственные испытания, включающие обработку деталей. Экспериментальные исследования проведены на станке мод. ІА34Щ (рис. 3.8,а) с гидростанцией станка и отдельной гидростанцией (рис. 3.8,а), питающей только ЗМ. Перемещения, силы и давления измеряли так же, как и в ЗМ с гидроприводом (раздел 3.5.1). Согласно схемы (рис. 4.8,а) установки индикатором замеряли перемещения: X j трубы зажима, Х цанги, Хз оправки и Хк вкладыша СЦП; силы: радиальную I «г и проталкивания Рпр 9 а также момент прокручивания Мпр оправок. Нагрузочным устройством (рис. 3.9,а) по схеме (рис. 4.8,6) проведена тарировка пакета тарельчатых пружин с параллельной сборкой и получена характеристика УЗ (рис. 4.8,в). Предварительный натяг составил около 10 кН. Для определения требуемого давления Пр разжима в левой полости ЩЗ (рис. 4.1,а) и его зависимости от перемещения поршня Хл » а также для определения зависимости Sn=f (Рр) эксперимент проводили следующим образом: напорным золотником устанавливали фиксированное значение Рр , подсоединяли нагрузочное устройство (рис. 4.8,6) и после переключения распределительного золотника фиксировали значения 5о (по индикатору И$) на перемещении X л (индикатор И і ). Из рис. 4.8, г видно, что SQ достигает максимального значения и не изменяется начиная с давления 1,6 МПа, т.е. давление Рр= 1,6 МПа является оптимальным для данного УЗ.
Анализ результатов статических испытаний, приведенных в приложениях 10, II и на рис. 4.9, 4.10, показывает, что перемещения Xf(H j) поршня, Х (индикатор И2.) цанги и XJ(HH дикатор Из ) оправки значительно (в 3...4 раза) меньше, чем в ЗМ с гидравлическим приводом. Величина Х при увеличении АО- с 0 до I мм уменьшается с 1,37 до 0,72 мм при pD = = 1,4 МПа и с 1,35 до 0,81,мм при ро= 2,0 МПа. С увеличением давления Рп,т.е. при большем раскрытии цанги вкладыши I под действием пружин 2 (рис. 4.1,6) глубже внедряются вовнутрь цанги и тем самым уменьшают перемещения X поршня и других подвижных в процессе зажима звеньев ЗМ. При PQ = 1,6...1,8 МПа перемещения стабилизируются. Незначительно (в пределах сотых долей милиметра) большее перемещение прутка X з ( И з) по сравнению с перемещением цанги Х С И ) объясняется дополнительным осевым перемещением прутка при повороте губки цанги. Вкладыши перемещаются на величину, меньшую величины смещения цанги?вследствие того, что они проскальзывают относительно ее за счет сил трения с прутком. Силы Sf: » Т и Род 11 Д " =0 стабилизируются начиная с Пр = 1,6 МПа, а с изменением ДА только о - изменяется незначительно. Сила Рпр возрастает с увеличением ACL , а сила І ц падает. Это объясняется тем, что с увеличением Д CL плоский контакт (при Да =0) вкладыша с заготовкой переходит в кромочный (при ДО- 0), что обуславливает повышение силы Рпр Непропорциональное изменение сил S и Tji в зависимости от ACL является следствием случайных положений вкладышей относительно конуса отверстия цанги (рис. 4.1,6). Осевая жесткость jQ увеличивается с ДЦ = 0доДСІ=0,5 и уменьшается с А и =0,5 до А(1=1,0мм вследствие точечного контакта имеющего место при Ad 0,5. Радиальная жесткость Jn закрепленных оправок и жесткость привода Спр возра стают с увеличением /\d и незначительно изменяются с увеличением Рр . Радиальная жесткость jp закрепленных оправок при нагруже-нии их против губки цанги и вкладыша на вылете 100 мм равна в среднем 10,2 кН/мм и больше, чем против прорези (7,9 кН/мм) для Ди = 0 и практически одинакова при ACL 0. Однако по сравнению с жесткостью оправок, закрепленных в ЗМ с гидроприводом и цанговым патроном (рис. 3.13), она ниже в 1,3...1,6 раза, что объясняется меньшим ( в 1,5...2,2 раза) осевым усилием на штоке и дополнительными зазорами в стыках вкладыша с цангой и оправкой. После статических испытаний обточены детали(рис. 3.14,а) с d = 39,0, 39,5 и 40,0 мм при Sz = 20, 25 и 30 кН. В обточенных (по 50 штук) деталях замеряли отклонение от круглости 8d , отклонение среднего диаметра дИ . Обработка велась в той же последовательности и при тех же режимах резания, что и в эксперименте в разделе 3.4.2. Отклонение от круглости в среднем составило 25 мкм, что не намного (20 мкм) превысило отклонение в деталях, обточенных в ЗМ с гидравлическим приводом и цанговым патроном. При обработке прутка минимального (для данной настройки) диаметра наблюдалось осевое смещение прутка в патрон, что объясняется крайним положением вкладышей СЦП и минимальной осевой силой о 21 зажима.
