澳洲堅果脫皮機脫皮輥的力學特性仿真

蔣快樂 陳治華 李亞南 譚先朝

(1. 云南農業大學熱帶作物學院，云南 普洱 665000；2. 云南農業大學機電工程學院，云南 昆明 650000；3. 云南仨得科技有限公司，云南 昆明 650000)

澳洲堅果(MacadamiaternifoliaF. Muell)為亞熱帶和熱帶的常綠樹種，屬于喬木果樹，又名夏威夷果、昆士蘭果、澳洲胡桃等[1]，主要分布于中國云南、貴州等地區，不僅品種多樣、種植方式多樣，且具有廣闊的種植面積和消費市場[2-3]。目前澳洲堅果的脫皮仍以手工、堆漚以及化學脫皮為主，極易對果仁造成污染，導致堅果果仁質量下降，影響口感[4-5]。

目前，國外對澳洲堅果的脫殼和果仁等的研究開發已較為成熟[6-7]，中國也有關于澳洲堅果青皮脫皮機的研究，但技術力量薄弱，基礎設施差，果仁的損傷率很難控制在較小的范圍，也難將青皮快速地剝離且存在果皮汁液對果仁的污染問題[8-9]。因此提高澳洲堅果的脫皮技術不僅可以解決果仁污染、質量下降等問題，也能極大地促進該行業的發展。

脫皮輥是澳洲堅果脫皮機中的一個重要部件，在工作過程中其受力的狀況影響青皮的脫皮效率和機器運轉的安全性及穩定性。堅果的脫皮率和工作部件的結構以及參數密切相關[10]。由于堅果果皮對脫皮輥所施加的載荷，會導致脫皮輥產生與脫皮機固有頻率接近的狀況使脫皮機出現振動，從而影響機器中各機構的強度。因此，需利用Ansys軟件對脫皮輥進行靜力學分析和模態分析[11]。文章擬對云南仨得科技有限公司現有脫皮機的脫皮輥進行力學特性仿真分析，旨在為后續中國澳洲堅果脫皮機的研發和發展提供依據。

1 脫皮輥結構與工作原理

1.1 脫皮輥結構

脫皮輥包括主輥和副輥，其中主副輥均由主軸、套筒、輥筒、螺旋鋼紋等部分組成(見圖1)。其中套筒主要用來連接主軸和輥筒，并起到一定支撐作用，螺旋鋼紋焊接在輥筒表面。

1. 套筒 2. 主軸 3. 輥筒 4. 螺旋鋼紋

1.2 工作原理

青皮澳洲堅果加工時，主要按先大后小的加工順序[12]，從進料口進入脫皮間隙，電機通過電機皮帶輪、皮帶、脫皮輥皮帶輪帶動主輥主軸旋轉，使輥筒及螺旋鋼紋轉動，進而通過齒輪將動力傳遞至副輥，主輥與副輥在旋轉過程中配合脫皮刀擠壓、剪切澳洲堅果，使果徑較大的堅果在脫皮間隙前端脫皮，果徑較小的堅果隨脫皮輥的旋轉向后移動，在脫皮間隙窄處完成脫皮，脫皮后的堅果被移送至出料口處。盡量控制堅果的脫皮數量，最大程度保證堅果脫皮能夠呈單層的狀態進入脫皮輥，大大提高脫皮率[13]。脫皮機結構示意圖如圖2所示。

1. 進料口 2. 脫皮輥皮帶輪 3. 脫皮輥 4. 皮帶 5. 電機皮帶輪 6. 電機 7. 機架 8. 調節螺桿 9. 脫皮刀 10. 齒輪 11. 出料口

2 脫皮輥的計算與設計

2.1 脫皮輥主軸設計

脫皮輥主軸是該脫皮機的重要組成部件，輸出動力主要來自該脫皮機的電機并且傳送至輥筒和螺旋鋼紋上，在該動力作用下會使輥筒旋轉，青皮堅果在輥筒的旋轉作用下會產生擠壓力，同時也會產生一個相反的力。其中，螺旋鋼紋的作用是將電機的圓周運動轉化為澳洲堅果的直線運動，將果徑較小的堅果帶向脫皮間隙窄處。脫皮輥主軸在工作時會承受較大扭矩，所承受的彎矩則較小。故在設計主軸軸徑及長度時，需優先考慮扭轉強度，而所承受較小的彎矩可采用降低許用扭轉應力的方法有效解決這個問題。軸的扭轉強度條件為：

(1)

式中：

T——軸所受的扭矩，N·mm；

n——軸的轉速，r/min；

τT——扭轉切應力，MPa；

[τT]——許用扭轉切應力，MPa；

P——軸傳遞功率，kW；

WT——軸的抗扭截面系數，mm3；

d——截面處軸的直徑，mm。

由式(1)可知，軸的直徑

(2)

(3)

幾種常用軸材料的[τT]及A0值如表1所示，其中該主軸直徑為40 mm。

表1 軸常用幾種材料的[τT]及A0值

2.2 脫皮輥螺旋鋼紋設計

脫皮輥的螺旋鋼紋是由圓柱狀鋼條彎曲成螺紋狀的螺旋結構，焊接于輥筒表面。其主要作用是在加工過程中將未在脫皮間隙寬處脫皮的堅果帶向后方，即脫皮間隙窄處移動，完成脫皮過程，最終由出料口流出。脫皮輥螺旋鋼紋的結構如圖3所示。

圖3 脫皮輥螺旋鋼紋的結構示意圖

2.3 脫皮輥轉速計算

脫皮機的生產效率和脫皮輥及其轉速密切相關，轉速大小是影響生產效率的直接因素。轉速小，達不到預期的生產效率；轉速大，加工量也變大，但對堅果的損傷也隨之變大。由于澳洲堅果的青皮硬度較高，故根據一般脫殼和脫皮機械滾筒的線速度為3～6 m/s[14]，通過計算線速度可知脫皮輥的轉速范圍。

(4)

式中：

v——脫皮輥線速度，m/s；

R——脫皮輥半徑，mm；

n——脫皮輥轉速，r/min。

由式(4)可知，當線速度一定時，脫皮輥的半徑與轉速呈反比，因此可以通過改變脫皮輥的半徑來改變其轉速。所選脫皮輥半徑為43.25 mm，因此脫皮輥轉速為662.7～1 325.4 r/min。試驗脫皮機的脫皮輥轉速為861.4 r/min。

3 澳洲堅果青皮剪切試驗

試驗材料為2020年9月下旬于云南省德宏州采摘的澳洲堅果，挑選無病蟲害且果莖大小不一的堅果為試驗樣品。以10 mm/min的速度對澳洲堅果進行剪切破皮單因素試驗，用游標卡尺測量果子直徑，果徑大小依次從小到大排列，共10組試驗，每組取一顆澳洲堅果，視青皮破裂而果殼完好為成功。剪切破皮試驗結果見表2。

表2 剪切破皮試驗結果

由表2可知，試驗中剪切力不會隨著果徑的變大而變大，二者之間沒有相關性。

4 脫皮輥有限元分析

由于受青皮澳洲堅果硬度等方面的影響，在脫皮機中進行果皮剝離時，會對脫皮輥產生力的作用，為后期的生產及加工提供可靠的數據支持和理論支撐，故采用Ansys Workbench軟件對脫皮輥進行應力應變和模態分析[15]。

4.1 網格劃分

材料選用45鋼，利用Ansys Workbench網格劃分功能對脫皮輥進行劃分，網格大小與精確度密切相關，故網格越大結果越低[16]。設定主軸、輥筒、螺旋鋼紋為0.01 mm，網格劃分如圖4所示。

圖4 網格劃分示意圖

4.2 邊界條件設置及施加載荷

該脫皮機脫皮輥轉速為861.4 r/min，即90.2 rad/s。由表2可知，當單個澳洲堅果所受最大擠壓力為695.98 N時，其青皮破裂但外殼不會破裂，故可在輥筒上施加700.00 N的載荷，但根據實際工況，脫皮機脫皮輥工作時會對多個澳洲堅果進行脫皮，所受擠壓力遠大于700 N，當對8個澳洲堅果進行脫皮時，可對脫皮輥兩端實施固定約束，在輥筒上施加5 600.00 N的載荷。

4.3 脫皮輥的靜力學分析

靜力學分析數學模型為：

[Κ]·{δ}={F}，

(5)

式中：

{δ}——系統節點位移陣列；

[Κ]——系統結構剛度矩陣；

{F}——總載荷列陣[11]。

脫皮輥的總變形云圖及等效應力云圖如圖5和圖6所示，其變形及應力見表3。

圖5 總變形云圖

圖6 等效應力云圖

表3 脫皮輥變形及應力分析

由表3可知，運轉工作時，脫皮輥所產生的最大變形在輥筒中間處，這是因為加工過程中輥筒主要對青皮澳洲堅果產生擠壓，而主軸與輥筒的結合在兩端處，中間部位沒有連接。等效應力最大值發生在軸與軸承結合處，形狀突變較大，容易造成應力集中。

4.4 脫皮輥的模態分析

脫皮輥在運轉工作時，由于對果皮產生的擠壓力以及果皮對脫皮輥產生的反方向的力，則會導致脫皮輥不可避免地產生振動，這種振動會對設備的安全性和穩定性產生影響。因此，掌握脫皮輥運轉時的固有頻率，才能在設計該設備時避免出現共振的現象。其6階模態結果如圖7～圖12所示，前6階頻率見表4。

圖7 1階模態

圖8 2階模態

圖9 3階模態

圖10 4階模態

圖11 5階模態

圖12 6階模態

由表4可知，脫皮輥的各階固有頻率隨著階數的增加而增大，其6階固有頻率為111.44～681.05 Hz。

表4 脫皮輥前6階頻率

由圖7～圖12可知，脫皮輥的1 階振型為XZ平面的彎曲振動，最大變形量為5.613 0 mm；2階振型為XY平面的彎曲振動，最大變形量為5.611 6 mm；3階振型為XZ平面的彎曲振動和Y軸的扭轉振動，最大變形量為6.625 8 mm；4階振型為XY平面的彎曲振動和Y軸的扭轉振動，最大變形量為6.613 8 mm；5階振型為Y軸的彎曲和扭轉振動，最大變形量為7.176 4 mm；6階振型為XZ平面的彎曲振動和Y軸的扭轉振動，最大變形量為8.422 9 mm。脫皮輥的1階固有頻率對應的轉速為6 686.4 r/min，而實際轉速為861.4 r/min，通過試驗證明不會發生共振。

澳洲堅果脫皮機脫皮輥的前6階固有頻率為111.44～681.05 Hz，第6階產生的變形量最大，最大變形量為8.422 9 mm，相應的頻率為681.05 Hz。由于脫皮輥的工作頻率與固有頻率不在同一區間，故不會發生共振現象，說明該脫皮機工作時能夠保證機器的穩定性和結構的剛度。

5 結論

通過力學特性仿真可知，脫皮輥在工況下的最大變形量為0.032 08 mm；等效應力為11.872 MPa，其最大值小于45鋼的屈服強度，滿足脫皮機脫皮輥的使用要求。通過對脫皮機脫皮輥進行振動特性和強度分析，確定了各項工況參數，為脫皮機的設計和研發相關產品奠定了基礎。由于該試驗只考慮了脫皮機中脫皮輥的結構強度和振動特性，對脫皮機的脫皮率及損傷率并未進行深入研究，后續需不斷優化以提高脫皮機的脫皮率及降低其損傷率。