分级击打式山核桃破壳机的设计

2019-05-24陈超超刘贤喜张开兴

农机化研究 2019年9期

宋超，陈超超，刘贤喜，张开兴

(山东农业大学机械与电子工程学院，山东泰安 271018)

0 引言

山核桃又名小核桃，主要产于皖、浙交界的天目山区及昌北区，具有较高的营养价值和独特的风味[1-2]。随着种植规模和需求量的增加，采用人工敲打破壳取仁的方法不仅效率太低、人工成本较高，且容易产生二次污染，品质不能保证[3-4]。

国内外学者对山核桃破壳机械进行了大量的研究。曹成茂[5]等设计了一种凹槽滚筒载料的山核桃破壳机械；Ojolo[6]等设计了一种通过机械臂和载有山核桃的转轮进行挤压从而实现破壳的山核桃破壳机。因为山核桃个体存在较大差异，故破壳效果参差不齐[7-8]。针对山核桃个体存在差异、大部分破壳机械没有进行分级击打的现状，研制了一种自分级击打式山核桃破壳机，设计了分级机构和击打机构对山核桃进行逐个破壳作业，保证了不同尺寸的山核桃的破壳质量。本机提高了破壳率，加快了山核桃破壳机械化的步伐。

1 山核桃的力学性能分析

山核桃进行破壳作业时，会对果壳进行纵向(平行缝合线)挤压。果壳所受最大压缩变形量及最大破坏载荷是设计击打装置的重要参考参数，故有必要进行壳体承受载荷和压缩变形量的检测。

随机选取完好山核桃100粒作为试验对象，然后将这山核桃逐一放置于微机控制电子式万能试验机[9]作业平台中，测试施加外加力与壳体纵径方向时的破壳过程。对试验机的相关监测参数进行设定，逐渐增加施加于壳体上的作用力，取部分曲线可得到实时载荷曲线如图1所示。

图1 破壳压力变化曲线图Fig.1 Broken shell pressure variation graph

压力变化曲线可分为3个阶段：第1阶段，对壳体进行的压缩力开始增加，此时山核桃壳体的形变量较小，压缩位移在0～0.3mm之间，为弹性受力阶段；第2阶段，随着压力的继续增加，当形变达到0.3～0.7mm时，压力迅速增加，此时壳体开始屈服破裂，然而破裂不完全，为屈服破裂阶段；第3阶段，破裂的壳体不能保持稳定，压力迅速下降，碎裂的果壳碎片散落开从而不能再承受压力，为余裂阶段。

2 整机结构及工作原理

分级击打式山核桃破壳机主要由分级机构、破壳机构及分离机构等部件组成，如图2所示。

1.喂料斗 2.分级从动轮 3.分级辊筒 4.落果斗 5.三角带 6.击打机构 7.料斗 8.振动板 9.分离从动轮 10.出风口

11.减速机 12.电动机 13.风机 14.从动轮

图2 山核桃破壳机的原理示意图

Fig.2 Schematic diagram of pecan shell breaking machine

工作原理：将处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级机构中。分级机构中的分级滚筒设计为呈现一定倾斜角度的由细到粗的形状，由电动机带动以特定速度旋转，由喂料斗进入分级辊筒的山核桃在重力和分级辊筒旋转的作用力下，由分级滚筒的一端向另一端螺旋移动；分级辊筒设计为栅条间距不同的分级辊，当在辊筒内的山核桃尺寸小于栅条间距时，山核桃落到落果斗，从而实现分级功能。进入落果斗中的山核桃随即在重力作用和下落入击打机构导管中，击打机构中的凸轮轴牵引敲击锤向后移动，敲击锤后退一定距离时，在机构的联动下山核桃从导管中落入击打机构的击打管中。当敲击锤与轴承达到临界点时，敲击锤不再受凸轮的牵制，敲击锤冲出撞向击打凹槽，从而实现山核桃的破壳作业。破壳后的物料经料斗落向振动板,曲柄连杆机构使振动板产生颤动，物料在振动中落下，且由风机产生的气流促使壳仁分离开来。

3 主要机构、工作原理及参数确定

3.1 分级机构的设计

山核桃存在个体的差异，为确保山核桃的破壳效果，在对山核桃进行破壳作业前，需先要对山核桃进行分级，故设计了分级机构，如图3所示。

图3 分级机构三维模型Fig.3 Three-dimensional model of hierarchical organization

分级机构由喂料斗、分级辊筒、活门板及出料斗等部件组成。其中，喂料斗采用顶置式；活门板安装于喂料斗与分级辊筒的连接处，可调控山核桃喂入分级辊筒的速度与量；分级辊筒与机架处安有橡胶，橡胶与分级辊筒中的栅条接触，有效防止了山核桃夹在栅条之间的状况发生。分级机构下安装有7个落果斗，落果斗与垂直方向呈30°夹角，以便于山核桃的顺利下流。

3.1.1 分级辊筒转速的计算

为确保对山核桃顺利准确的分级，需要将落入分级辊筒中尺寸不一的山核桃进行位置互换，从而增加山核桃与栅格的接触机会，提升下落的机率。

分级辊筒内的山核桃受力大小与在辊筒内的位置有较大关系，山核桃在分级辊筒内存在3个特殊的位置点-90°、0°、+90°。

1)当分级滚筒的转速偏小时，此时山核桃转动到β角，而β的范围在-90°～0°之间时，山核桃的受力如图4所示。假定此时处于相对静止，即此时在辊筒内的山核桃受力平衡，忽略山核桃与辊筒栅条之间的摩擦作用力，则再转dβ度时，山核桃开始滚动，此时：

在水平方向上有

F1sinβ-Nsinβcosθ+Ffcosβcosθ=0

(1)

在竖直方向上有

Nsinβcosθ-F1cosβ-G+Ffsinβcosθ=0

(2)

其中，β为γ轴与离心力之间的夹角；θ为中心线和辊筒栅条间的夹角；Ff为摩擦力；F1为离心力；G为重力；μ为摩擦因数；ω为辊筒角速度；R为离心半径。

图4 山核桃在滚筒的受力图Fig.4 Pecan force in the drum

2)在分级辊筒转速相对较大时，在离心力的作用下β角在0°～90°时(见图5)可得：

在水平方向上有

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

(3)

在竖直方向上有

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

(4)

图5 山核桃在滚筒内的受力图Fig.5 Pecan force in the drum

因此，为了让山核桃在辊筒内滚动以实现相对位置的互换，需确保在滚筒内转到0°～90°之间下落，即满足

mω2R

(5)

所以，保证尺寸不一的山核桃能够实现交换位置必须满足为

(6)

代入数值得：n<180r/min，取n=60r/min。

3.1.2 分级滚筒锥角的计算

山核桃尺寸不一，但相差不大，所以分级滚筒的两端的直径差别不大，故分级滚筒的锥角不大。分级滚筒大小端半径分别为

(7)

(8)

(9)

其中，C1为辊筒大端栅条间距；C2为辊筒小端栅条间距；d为栅条直径；a为栅条间角；Φ为辊筒锥角；L为辊筒长度。

代入数据可得：Φ<8°。因此，山核桃在分级滚筒的小端向大端移动时，壳体较大的山核桃在辊筒内的移动相对较慢，为防止影响后续喂入辊筒内山核桃的移动，使分级效率下降，需要在分级辊筒内安装螺旋形导向板，从而增大山核桃在辊筒轴向的移动速度。

3.2 击打机构的设计

击打机构包括击打凹槽、敲击锤、弹簧、落果调控阀、凸轮轴及牵引杆等组成，如图6所示。

1.敲击锤导管 2.落果调控阀 3.导管 4.击打凹槽 5.敲击锤 6.杠杆片 7.凸轮 8.弹簧图6 击打机构三维结构图Fig.6 The three-dimensional structure of the strike mechanism

分级后的山核桃进入击打机构的导管中，击打机构中的凸轮带动敲击锤向后移动，同时压缩弹簧；当敲击锤后退到一定距离，敲击锤带动落果调控阀打开，在导管中的山核桃落入敲击锤导管中；此后凸轮带动敲击锤后退到临界点时，敲击锤冲出，完成对山核桃的一次击打；在凸轮释放敲击锤的同时，落果控制阀随着敲击锤的释放而关闭，完成一个循环。

3.2.1 击打装置的设计

击打机构是本机的核心机构，敲击锤的形状结构关系到山核桃的破壳效果。所以，采用合理的敲击锤凹形槽结构与角度，能提高山核桃的破壳率与高露仁率。鉴于人工破壳较好的破壳效果，击打机构中的击打装置借鉴了人工敲击工具，人工敲击工具的形状和角度为击打装置提供设计依据[10]。击打装置结构示意图如图7所示。

图7 敲击锤的结构图Fig.7 Structure of hammer broken shell

3.2.2 凸轮轴的设计

为了满足不同尺寸山核桃的破壳要求，并提高破壳率及露仁率，击打机构采用多工位设计，击打机构的工位数目及间距的设定要与分级机构各级占比和长度匹配，由于一、二、三级占比较大，故设计为2个工位，四级占比较小设计为1个工位。故凸轮轴上共设计了7个凸轮，同时为避免应力集中或过大，造成机构的损坏，故凸轮设计为沿凸轮轴轴心顺时针间距60°排列分布，如图8所示。

图8 凸轮轴三维模型Fig.8 The three-dimensional model of the camshaft

4 仿真分析与试验

4.1 击打机构关键零部件的仿真与分析

自分级击打式山核桃破壳机击打机构中的凸轮轴是其核心部件，为了确保其工作可靠，使用集成在Pro/E中的有限元分析软件Mechanica进行了有限元分析，结果如图9～图11所示。

图9 凸轮轴应力云图Fig.9 Camshaft stress cloud

图10 凸轮轴位移云图Fig.10 Cam shaft displacement cloud

图11 凸轮轴的安全系数云图Fig.11 Camshaft cloud safety factor

由图9可知：在凸轮齿根部受应力较大，凸轮轴的最大应力发生在轮齿的根部，最大应力数值为4.002e+03N/m2。由如图10可知：凸轮的最大位移发生于凸轮轴的齿尖上，最大位移量为5.1383e-01mm。由图11可知：最大安全系数位于受力一侧的凸轮齿齿根部，大小为9.000e+05；最小安全系数出现在受力的两凸轮齿处，为1.000e+05。因此，最小安全系数是3，依照第四强度理论[11]对强度校核，屈服准则的表达式为

σvonMises=

第四强度理论强度条件为

≤[σ]

屈服应力可等同于应力极限σlim，故安全系数(FOS)=σlim/σvonMises，安全系数(FOS)=1.906，取安全系数为1.906，可以满足使用要求。

4.2 样机试验与结果

为了验证样机的破壳率及果仁损伤率，对样机进行了山核桃破壳试验。试验所用的材料为产于安徽省宁国市的宁国山核桃。目前，山核桃的横径(垂直缝合线方向)大多集中在15～25mm，分别随机选取大小不一的3组质量在5 000g左右的山核桃，试验前需将山核桃进行去青皮、开水煮、烘干处理，并保证含水率在14.55%～16.35%。

为了便于测算统计，将果壳表面有裂痕但整体完整的山核桃归为未破壳山核桃。破壳后的核桃仁小于整体核桃仁1/4的为碎仁。

试验的破壳效果与果仁损伤情况如表1所示。