分級擊打式山核桃破殼機的設計

宋 超，陳超超，劉賢喜，張開興

(山東農業大學 機械與電子工程學院，山東 泰安 271018)

0 引言

山核桃又名小核桃，主要產于皖、浙交界的天目山區及昌北區，具有較高的營養價值和獨特的風味[1-2]。隨著種植規模和需求量的增加，采用人工敲打破殼取仁的方法不僅效率太低、人工成本較高，且容易產生二次污染，品質不能保證[3-4]。

國內外學者對山核桃破殼機械進行了大量的研究。曹成茂[5]等設計了一種凹槽滾筒載料的山核桃破殼機械；Ojolo[6]等設計了一種通過機械臂和載有山核桃的轉輪進行擠壓從而實現破殼的山核桃破殼機。因為山核桃個體存在較大差異，故破殼效果參差不齊[7-8]。針對山核桃個體存在差異、大部分破殼機械沒有進行分級擊打的現狀，研制了一種自分級擊打式山核桃破殼機，設計了分級機構和擊打機構對山核桃進行逐個破殼作業，保證了不同尺寸的山核桃的破殼質量。本機提高了破殼率，加快了山核桃破殼機械化的步伐。

1 山核桃的力學性能分析

山核桃進行破殼作業時，會對果殼進行縱向(平行縫合線)擠壓。果殼所受最大壓縮變形量及最大破壞載荷是設計擊打裝置的重要參考參數，故有必要進行殼體承受載荷和壓縮變形量的檢測。

隨機選取完好山核桃100粒作為試驗對象，然后將這山核桃逐一放置于微機控制電子式萬能試驗機[9]作業平臺中，測試施加外加力與殼體縱徑方向時的破殼過程。對試驗機的相關監測參數進行設定，逐漸增加施加于殼體上的作用力，取部分曲線可得到實時載荷曲線如圖1所示。

圖1 破殼壓力變化曲線圖Fig.1 Broken shell pressure variation graph

壓力變化曲線可分為3個階段：第1階段，對殼體進行的壓縮力開始增加，此時山核桃殼體的形變量較小，壓縮位移在0～0.3mm之間，為彈性受力階段；第2階段，隨著壓力的繼續增加，當形變達到0.3～0.7mm時，壓力迅速增加，此時殼體開始屈服破裂，然而破裂不完全，為屈服破裂階段；第3階段，破裂的殼體不能保持穩定，壓力迅速下降，碎裂的果殼碎片散落開從而不能再承受壓力，為余裂階段。

2 整機結構及工作原理

分級擊打式山核桃破殼機主要由分級機構、破殼機構及分離機構等部件組成，如圖2所示。

1.喂料斗 2.分級從動輪 3.分級輥筒 4.落果斗 5.三角帶 6.擊打機構 7.料斗 8.振動板 9.分離從動輪 10.出風口

11.減速機 12.電動機 13.風機 14.從動輪

圖2 山核桃破殼機的原理示意圖

Fig.2 Schematic diagram of pecan shell breaking machine

工作原理：將處理后的山核桃加入喂料料斗中，山核桃在重力的作用下流入分級機構中。分級機構中的分級滾筒設計為呈現一定傾斜角度的由細到粗的形狀，由電動機帶動以特定速度旋轉，由喂料斗進入分級輥筒的山核桃在重力和分級輥筒旋轉的作用力下，由分級滾筒的一端向另一端螺旋移動；分級輥筒設計為柵條間距不同的分級輥，當在輥筒內的山核桃尺寸小于柵條間距時，山核桃落到落果斗，從而實現分級功能。進入落果斗中的山核桃隨即在重力作用和下落入擊打機構導管中，擊打機構中的凸輪軸牽引敲擊錘向后移動，敲擊錘后退一定距離時，在機構的聯動下山核桃從導管中落入擊打機構的擊打管中。當敲擊錘與軸承達到臨界點時，敲擊錘不再受凸輪的牽制，敲擊錘沖出撞向擊打凹槽，從而實現山核桃的破殼作業。破殼后的物料經料斗落向振動板,曲柄連桿機構使振動板產生顫動，物料在振動中落下，且由風機產生的氣流促使殼仁分離開來。

3 主要機構、工作原理及參數確定

3.1 分級機構的設計

山核桃存在個體的差異，為確保山核桃的破殼效果，在對山核桃進行破殼作業前，需先要對山核桃進行分級，故設計了分級機構，如圖3所示。

圖3 分級機構三維模型Fig.3 Three-dimensional model of hierarchical organization

分級機構由喂料斗、分級輥筒、活門板及出料斗等部件組成。其中，喂料斗采用頂置式；活門板安裝于喂料斗與分級輥筒的連接處，可調控山核桃喂入分級輥筒的速度與量；分級輥筒與機架處安有橡膠，橡膠與分級輥筒中的柵條接觸，有效防止了山核桃夾在柵條之間的狀況發生。分級機構下安裝有7個落果斗，落果斗與垂直方向呈30°夾角，以便于山核桃的順利下流。

3.1.1 分級輥筒轉速的計算

為確保對山核桃順利準確的分級，需要將落入分級輥筒中尺寸不一的山核桃進行位置互換，從而增加山核桃與柵格的接觸機會，提升下落的機率。

分級輥筒內的山核桃受力大小與在輥筒內的位置有較大關系，山核桃在分級輥筒內存在3個特殊的位置點-90°、0°、+90°。

1)當分級滾筒的轉速偏小時，此時山核桃轉動到β角，而β的范圍在-90°～0°之間時，山核桃的受力如圖4所示。假定此時處于相對靜止，即此時在輥筒內的山核桃受力平衡，忽略山核桃與輥筒柵條之間的摩擦作用力，則再轉dβ度時，山核桃開始滾動，此時：

在水平方向上有

F1sinβ-Nsinβcosθ+Ffcosβcosθ=0

(1)

在豎直方向上有

Nsinβcosθ-F1cosβ-G+Ffsinβcosθ=0

(2)

其中，β為γ軸與離心力之間的夾角；θ為中心線和輥筒柵條間的夾角；Ff為摩擦力；F1為離心力；G為重力；μ為摩擦因數；ω為輥筒角速度；R為離心半徑。

圖4 山核桃在滾筒的受力圖Fig.4 Pecan force in the drum

2)在分級輥筒轉速相對較大時，在離心力的作用下β角在0°～90°時(見圖5)可得：

在水平方向上有

F1cos(180°-β)-Ncos(180°-β)cosθ+
Ffsin(180°-β)cosθ=0

(3)

在豎直方向上有

F1sin(180°-β)-Nsin(180°-β)cosθ-
G+Ffcos(180°-β)cosθ=0

(4)

圖5 山核桃在滾筒內的受力圖Fig.5 Pecan force in the drum

因此，為了讓山核桃在輥筒內滾動以實現相對位置的互換，需確保在滾筒內轉到0°～90°之間下落，即滿足

mω2R

(5)

所以，保證尺寸不一的山核桃能夠實現交換位置必須滿足為

(6)

代入數值得：n<180r/min，取n=60r/min。

3.1.2 分級滾筒錐角的計算

山核桃尺寸不一，但相差不大，所以分級滾筒的兩端的直徑差別不大，故分級滾筒的錐角不大。分級滾筒大小端半徑分別為

(7)

(8)

(9)

其中，C1為輥筒大端柵條間距；C2為輥筒小端柵條間距；d為柵條直徑；a為柵條間角；Φ為輥筒錐角；L為輥筒長度。

代入數據可得：Φ<8°。因此，山核桃在分級滾筒的小端向大端移動時，殼體較大的山核桃在輥筒內的移動相對較慢，為防止影響后續喂入輥筒內山核桃的移動，使分級效率下降，需要在分級輥筒內安裝螺旋形導向板，從而增大山核桃在輥筒軸向的移動速度。

3.2 擊打機構的設計

擊打機構包括擊打凹槽、敲擊錘、彈簧、落果調控閥、凸輪軸及牽引桿等組成，如圖6所示。

1.敲擊錘導管 2.落果調控閥 3.導管 4.擊打凹槽 5.敲擊錘 6.杠桿片 7.凸輪 8.彈簧圖6 擊打機構三維結構圖Fig.6 The three-dimensional structure of the strike mechanism

分級后的山核桃進入擊打機構的導管中，擊打機構中的凸輪帶動敲擊錘向后移動，同時壓縮彈簧；當敲擊錘后退到一定距離，敲擊錘帶動落果調控閥打開，在導管中的山核桃落入敲擊錘導管中；此后凸輪帶動敲擊錘后退到臨界點時，敲擊錘沖出，完成對山核桃的一次擊打；在凸輪釋放敲擊錘的同時，落果控制閥隨著敲擊錘的釋放而關閉，完成一個循環。

3.2.1 擊打裝置的設計

擊打機構是本機的核心機構，敲擊錘的形狀結構關系到山核桃的破殼效果。所以，采用合理的敲擊錘凹形槽結構與角度，能提高山核桃的破殼率與高露仁率。鑒于人工破殼較好的破殼效果，擊打機構中的擊打裝置借鑒了人工敲擊工具，人工敲擊工具的形狀和角度為擊打裝置提供設計依據[10]。擊打裝置結構示意圖如圖7所示。

圖7 敲擊錘的結構圖Fig.7 Structure of hammer broken shell

3.2.2 凸輪軸的設計

為了滿足不同尺寸山核桃的破殼要求，并提高破殼率及露仁率，擊打機構采用多工位設計，擊打機構的工位數目及間距的設定要與分級機構各級占比和長度匹配，由于一、二、三級占比較大，故設計為2個工位，四級占比較小設計為1個工位。故凸輪軸上共設計了7個凸輪，同時為避免應力集中或過大，造成機構的損壞，故凸輪設計為沿凸輪軸軸心順時針間距60°排列分布，如圖8所示。

圖8 凸輪軸三維模型Fig.8 The three-dimensional model of the camshaft

4 仿真分析與試驗

4.1 擊打機構關鍵零部件的仿真與分析

自分級擊打式山核桃破殼機擊打機構中的凸輪軸是其核心部件，為了確保其工作可靠，使用集成在Pro/E中的有限元分析軟件Mechanica進行了有限元分析，結果如圖9～圖11所示。

圖9 凸輪軸應力云圖Fig.9 Camshaft stress cloud

圖10 凸輪軸位移云圖Fig.10 Cam shaft displacement cloud

圖11 凸輪軸的安全系數云圖Fig.11 Camshaft cloud safety factor

由圖9可知：在凸輪齒根部受應力較大，凸輪軸的最大應力發生在輪齒的根部，最大應力數值為4.002e+03N/m2。由如圖10可知：凸輪的最大位移發生于凸輪軸的齒尖上，最大位移量為5.1383e-01mm。由圖11可知：最大安全系數位于受力一側的凸輪齒齒根部，大小為9.000e+05；最小安全系數出現在受力的兩凸輪齒處，為1.000e+05。因此，最小安全系數是3，依照第四強度理論[11]對強度校核，屈服準則的表達式為

σvonMises=

第四強度理論強度條件為

≤[σ]

屈服應力可等同于應力極限σlim，故安全系數(FOS)=σlim/σvonMises，安全系數(FOS)=1.906，取安全系數為1.906，可以滿足使用要求。

4.2 樣機試驗與結果

為了驗證樣機的破殼率及果仁損傷率，對樣機進行了山核桃破殼試驗。試驗所用的材料為產于安徽省寧國市的寧國山核桃。目前，山核桃的橫徑(垂直縫合線方向)大多集中在15～25mm，分別隨機選取大小不一的3組質量在5 000g左右的山核桃，試驗前需將山核桃進行去青皮、開水煮、烘干處理，并保證含水率在14.55%～16.35%。

為了便于測算統計，將果殼表面有裂痕但整體完整的山核桃歸為未破殼山核桃。破殼后的核桃仁小于整體核桃仁1/4的為碎仁。

試驗的破殼效果與果仁損傷情況如表1所示。

表1 樣機試驗的破殼效果與果仁損傷情況Table 1 Prototype test performance of pecan shell break and kernel damage

從表1數據可以看出：進行的3組山核桃破殼試驗破殼率分別為99.41%、99.51%和98.79%，平均破殼率為99.24%；3組山核桃破殼試驗的果仁損傷率分別為6.04%、6.54%和6.84%，平均果仁損傷率為6.47%，在合理的范圍內。

5 結論

1)利用Pro/E軟件建立擊打式山核桃破殼機的模型，并通過Mechanica軟件進行了關鍵零部件的有限元分析。

2)對山核桃進行了物理學力學特性的實驗，對數據進行分析，從而為結構參數、零部件的設計提供理論支持。根據山核桃外觀尺寸的差異進行了破殼前的分級工作，并采用多工位逐一擊打的破殼方式。

3)破殼試驗表明：本機的破殼率較高，山核桃的損傷率在合理范圍內。