螺栓球定心臥式鉆攻機床構型設計

張建忠，沈艷河，李自鵬

(黃河水利職業技術學院機電系，河南開封475004)

大量工程實踐[1－2]和理論計算[3－4]表明，螺栓球的加工質量是決定空間結構網格安全穩定性的主導因素。其中，螺栓球的形位誤差和螺紋誤差是加工中影響質量的最主要問題，依照標準，目前行業中螺紋孔精度和角度誤差的合格率普遍不超過30%，有的誤差甚至超過國家規定標準10倍以上[4]，施工時多采用強迫安裝，使局部受力過大，應力集中顯著，嚴重影響空間結構的安全。隨著大型、超大型空間結構日益增多，對螺栓球精度的要求越來越高，安全性問題日益突出。

造成以上結果的原因是行業內采用改造的普通機床和人工加工方式，不能適應螺栓球加工的特點，補償繁瑣，勞動強度大，生產效率低。隨著數控技術發展，采用數控加工中心是一種解決方案，行業上曾出現利用美國辛辛那提數控中心加工螺栓球的生產方式，采用普通立式加工聯合2軸數控轉臺進行加工，但螺栓球受力巨大，為維持加工剛性需減少進給速度，而無法在行業中推廣。

開發螺栓球專用加工機床，適應螺栓球加工特點，提高加工精度和效率，是空間網架結構行業亟需解決的問題。

作者針對螺栓球加工的特點，分析了螺栓球加工中的受力情況和誤差來源，提出了定心加工方案和臥式機床設計，依據分析結果計算了各個功能部件的受力以及裝配要求。

1 加工條件

設計螺栓球時，依據專用軟件的計算結果決定單個螺栓球中螺栓孔的尺寸和方位，屬于單件生產。螺栓球直徑為120～300 mm，加工進給量150 mm以內，屬短進給加工。

不考慮基準面和孔，螺栓球中每一個螺紋孔加工分為4步:銑平面→鉆孔→倒角→攻絲。其中，受力或力矩最大的步驟是鉆孔和攻絲。隨著建筑大型化，螺栓球最大孔直徑已經達到M50以上。以M40為計算實例，鉆孔的軸向鉆削力接近1×104N，攻絲力矩達到200 N·m，屬于重力切削加工。因此，加工中應使用鎖緊裝置和靜態加工方法增強加工穩定性和剛性，并應盡可能實現加工中各個部件的受力基本均勻。

另一個現實條件是:由于螺栓球為單件加工，應盡可能使用自動設備加工，減少人工使用量和編程量，以提高效率。

2 球心定位結構設計

根據加工條件，螺栓球和鉆孔等刀具的相對位置和姿態調整裝置是加工中心的主要部件。目前采用規格較大的臥式轉臺(軸線豎直)上直接放置立式轉臺(軸線水平)的普通分度轉臺，兩個轉臺的臺面轉動軸線在空間上相交布置(或交叉)，螺栓球通過專用夾具利用基準平面和螺栓孔安放在立式轉臺盤面上，兩轉臺軸線交點與螺栓球心不重合，這種螺栓球姿態調整形式如圖1所示。

圖1 傳統姿態調整形式示意圖

以上布置方式的缺點是:(1)在調整螺栓球姿態時，需另設直線進給裝置補償螺栓球球心位移，增加控制軸數量;(2)加工時由于球心位置不確定，增加了相鄰球面螺紋孔的形位誤差;(3)加工誤差對螺栓球加工的初始姿態敏感，轉臺姿態角度需嚴格以初始位置為基準，調整關系多為超越函數，且隨著螺栓球規格變化，復雜性顯著提高。

為減少誤差，以臥式和立式轉臺轉動軸線在空間相交的空間固定點作為基準點定位螺栓球球心位置。螺栓球利用專用夾具固定在立式轉臺的轉動面，通過專用夾具使螺栓球球心穿過立式轉臺的轉動軸線，調整滑臺前后位置，利用裝配關系使球心和空間固定點重合。設置滑臺的另一個作用是可使用一個夾具通過調整位置的方法實現全規格螺栓球加工。

采用球心定位方式如圖2所示，臥式轉臺1 上安置滑臺2，滑臺上設置立式轉臺3，在立式轉臺上裝夾螺栓球4，形成以空間固定點為加工基準的結構，消除上述誤差因素，提高加工精度。

圖2 球心定位

3 球心定位誤差分析

加工機構中誤差傳遞建模往往是設計中的重點[5]。以傳統姿態調整裝置為基礎，建立誤差分析坐標系如圖3所示。

圖3 誤差分析示意圖

圖中，點O表示球心位置，定位誤差取決于臥式分度臺底面軸心到分度臺軸線交點的矢量O'O″，以及從分度臺軸線交點至點O 矢量OO″，兩者的矢量和即為球心點O 相對于底面軸心的矢量，矢量中的誤差項即為螺栓球球心點定位誤差。以圖3下方所示建立坐標系，兩個矢量分別為:

式中:h為無誤差情況下底面軸心點至分度臺軸線交點的距離;l為無誤差情況下分度臺軸線交點至螺栓球球心點的距離;Δh為底面軸心點至分度臺軸線交點的誤差;Δl為分度臺軸線交點至螺栓球球心點的距離誤差;θh、θl分別為臥式和立式分度臺(轉臺)轉動角度;Δθh、Δθl分別為臥式和立式分度臺角度定位誤差;Δβh、Δβl分別為立式和臥式分度臺(轉臺)軸線擺動誤差。

球心點的誤差矢量為:

根據式(3)，使用泰勒級數化簡，略去高階小誤差值，所得球心點誤差矢量值為:式(4)顯示:球心點誤差值隨臥式(立式)分度臺轉動角度不同而發生變化;轉臺的擺動角度誤差Δβ和轉動角度誤差Δθ與設計中心距離h 和l 共同作用影響球心點誤差。值得注意的是:減少中心點距離，可有效減少球心定位誤差。

以圖2球心定位結構為模型，得到l=0，球心點誤差為:

式(5)顯示:由于采用球心定位結構，較傳統定位減少了兩個誤差項，定位精度提高。

4 機床布置結構設計

另外一個影響加工設備剛性的關鍵因素是機床布置形式，目前螺栓球加工設備普遍采用普通車床改造小刀架進行人工分度補償，為行業主流加工設備形式。

較一般立式加工中心或龍門銑床等加工設備，車床等臥式加工設備更易獲得高剛度和低成本，適應長時間高強度的切削加工;且結構緊湊，適應前述機床受力極大和螺栓球進給較小的特點，以及螺栓球的多工序加工。且要求剛性好的機床多采用臥式加工方式[6]。

綜上，專用加工機床采用臥式布置是一種合理形式。設計如圖4所示，主要由4個功能部件構成:聯合數控轉臺1，鉆銑攻絲動力頭2，進給滑臺3 和橫向進給滑臺4。各功能部件功能為:聯合數控轉臺控制螺栓球的姿態;鉆銑動力頭裝夾切削刀具提供切削主運動，經改造可自動換刀;進給滑臺沿縱向進行進給，為加工切削的主要進給，亦可作為自動換刀裝置部分;橫向進給滑臺用于銑削平面時的進給。臥式數控轉臺的有效轉動角度為120°，立式數控轉臺的有效轉動角度為360°。立式數控轉臺的定位孔需要安裝專用夾具，調整并使得螺栓球心和轉臺軸線交點相交于一點。需要指出:數控轉臺在加工時處于靜止狀態，因此需液壓鎖緊裝置以增強系統剛性和承載力，即“靜態加工”。

圖4 臥式布置形式

以上布置方式簡單易行，各個功能部件任務明確，無需過高配合要求，顯著降低機床精度要求，且均有標準化產品，只需根據加工空間和受力情況進行選擇即可。

5 機床功能部件設計

確定機床結構形式之后，需要計算機床規格尺寸。在加工螺栓球的4個工序中，受力最大的為鉆孔和攻絲。自直攻法被普遍采用以來，鉆孔攻絲均一次成型，所需動力扭矩較大，是選擇主軸電機功率和傳動機構的主要因素。

以加工螺紋孔徑為基本設計條件，依據文獻[7]中鉆削力和攻絲扭矩計算公式給出最大鉆孔軸向力和攻絲轉矩，作為選擇主軸動力的基礎條件。其中，軸向鉆削力計算公式:

式中:F為鉆削過程中所需鉆削力，N;CF為660;d0為工件加工的孔徑，10～50 mm;xF為1;yF為0.7;f為0.2 mm/r;KF為1。

周向攻絲轉矩計算公式:

式中:T為攻絲過程中所需力矩，N·m;CT為0.264;P為螺紋螺距，取偏于安全的較大值3 mm;d0為工件加工的孔徑，10～50 mm;xT為1.4;yT為1.5;KT為1。

計算結果表明:以最大孔徑50 mm為例，最大受力超過10 000 N，最大轉矩超過300 N·m。

以上述計算為基礎，計算并選擇進給滑臺和數控轉臺規格，進而選擇伺服電機和機床基座。計算順序如圖5所示。

圖5 各個功能部件計算選擇順序

功能結構件的設計原則:從調整螺栓球姿態的核心部件出發，逐步計算和選擇各個功能部件。需要說明:設計中動力頭主軸軸心與立式轉臺軸心重合，各功能部件裝配中需增加連接件，保證精度。

6 部件剛性設計

有限元分析可以有效地解決剛性優化問題[8]。由于最大受力超過1×104N，機床各功能部件均為串聯連接方式，其受力變形對最終的加工精度影響巨大，需要進一步設計以保證最終加工精度。

對薄弱部件的薄弱環節進行剛度設計是機床剛性設計的重點。由于結構尺寸因素，與滑臺和動力頭等部件相比，較薄弱的環節是聯合數控轉臺裝置，因此，可用以此部件作為剛度設計的主要內容。同時，數控轉臺裝置也是力傳遞鏈的起點，以分析結果為條件可對力傳遞路線中的其他部件進行分析計算。

聯合轉臺中，由于蝸輪蝸桿副和制動機構的存在，受力狀態復雜，難于進行真實分析。考慮到受力總會傳遞至數控轉臺的壁面，因此，忽略其他如渦輪等因素，以立式轉臺壁面厚度和轉臺轉動角度為變量，分析計算在極限受力狀態下的球心點位移，進行限制性設計，是合理可行的，以此作為剛性設計的主要內容。

計算案例簡化條件如表1所示。

表1 計算案例條件

計算簡化和有限元模型如圖6所示。

圖6 計算簡化圖

如圖6(a)所示，以立式轉臺壁厚δ和受力角度θ為影響因素，利用COMSOL有限元軟件研究球心點位移情況，鑄鐵材料，劃分12萬單元數量如圖6(b)所示。計算結果顯示:在δ=15 mm時，轉臺轉動角度θ 和球心點位移關系如圖7所示，當受力方向與立式轉臺軸線垂直時，球心點位移最大，達到48.6 μm。

δ=5～20 mm時球心點位移的變化規律如圖8所示。當壁厚增加至15 mm以上時，球心點位移減少至0.05 mm以下。考慮到立式轉臺內部主軸分擔受力，可認為加工精度基本上得到保證。

圖7 轉臺轉角與球心點位移關系

圖8 立式轉臺壁厚與球心點位移關系

壁面厚度δ=20 mm條件下，Mises 當量應力示意圖如圖9所示。主要危險載荷分布于立式轉臺與夾具的連接處，事實上也是球心點位移的主要驅動變形，而臥式轉臺受力不大，由此也可證明忽略其形狀的假設是合理的。圖中顯示:應力最大22 MPa，遠小于允許強度。在δ=7 mm時受力最大值上升為204 MPa，說明立式轉臺壁面和夾具連接處結構對機床剛性影響巨大，需要加強措施。

圖9 應力示意圖

7 結論

針對45號鋼螺栓球的直徑為10～50 mm 螺紋孔全系列加工特點，設計專用加工機床，采用球心定位結構和臥式機床布置形式，進行了誤差影響因素分析和受力狀態下的機床剛性有限元分析，提出了機床的設計思路。結果表明:

(1)采用臥式轉臺和立式轉臺的軸心交點和螺栓球球心重合，實現球心定位，能夠減少兩項設計和避免補償加工誤差;

(2)球心定位結構的薄弱環節在于立式轉臺，將立式轉臺結構簡化為空心體，當壁面厚度在15 mm以上時，球心點位移在0.05 mm以下，考慮內部減速機構的分擔作用，可認為剛度能夠保證加工精度;

(3)有限元簡化模型中，立式轉臺的臺面和夾具連接部分為應力集中區域，在設計中需要加強;

(4)機床設計應以聯合轉臺結構為出發點，依據機床受力逐步擴展。

設計螺栓球加工機床時，應考慮的因素較多，包括摩擦剛度和輔助構件等構型設計，需要進一步研究。

【1】阮斌，張平，尹志明，等.螺栓球節點網架偏心對桿件影響分析[J].建筑技術開發，2007，34(5):8－9，17.

【2】易賢仁，陳紹元，司敏，等.發電廠干煤棚螺栓球節點網架節點破壞分析[J].華中科技大學學報:城市科學版，2009，26(3):71－74.

【3】梅倩，龔景海.螺栓球加工精度對網格結構受力性能的影響[J].施工技術，2011，40(8):30－32.

【4】牛書靜.螺栓球的制造質量不容忽視[J].科技資訊，2006(2):172－173.

【5】林潔瓊，邱立偉，盧明明.基于多體系統理論的精密加工中心綜合誤差建模[J].機床與液壓，2011，39(21):39－43.

【6】張凱，劉春時，李焱，等.HMS125p型四軸聯動精密臥式加工中心的研制[J].機床與液壓，2011，39(24):1－4.

【7】楊叔子.機械加工工藝師手冊[M].北京:機械工業出版社，2001.

【8】王延忠，呂曉宇，孫紅梅，等.基于ABAQUS的高速立式加工中心床身的優化設計[J].機床與液壓，2011，39(5):64－67.