澳洲坚果脱皮机脱皮辊的力学特性仿真

蒋快乐 陈治华 李亚南 谭先朝

(1. 云南农业大学热带作物学院，云南 普洱 665000；2. 云南农业大学机电工程学院，云南 昆明 650000；3. 云南仨得科技有限公司，云南 昆明 650000)

澳洲坚果(MacadamiaternifoliaF. Muell)为亚热带和热带的常绿树种，属于乔木果树，又名夏威夷果、昆士兰果、澳洲胡桃等[1]，主要分布于中国云南、贵州等地区，不仅品种多样、种植方式多样，且具有广阔的种植面积和消费市场[2-3]。目前澳洲坚果的脱皮仍以手工、堆沤以及化学脱皮为主，极易对果仁造成污染，导致坚果果仁质量下降，影响口感[4-5]。

目前，国外对澳洲坚果的脱壳和果仁等的研究开发已较为成熟[6-7]，中国也有关于澳洲坚果青皮脱皮机的研究，但技术力量薄弱，基础设施差，果仁的损伤率很难控制在较小的范围，也难将青皮快速地剥离且存在果皮汁液对果仁的污染问题[8-9]。因此提高澳洲坚果的脱皮技术不仅可以解决果仁污染、质量下降等问题，也能极大地促进该行业的发展。

脱皮辊是澳洲坚果脱皮机中的一个重要部件，在工作过程中其受力的状况影响青皮的脱皮效率和机器运转的安全性及稳定性。坚果的脱皮率和工作部件的结构以及参数密切相关[10]。由于坚果果皮对脱皮辊所施加的载荷，会导致脱皮辊产生与脱皮机固有频率接近的状况使脱皮机出现振动，从而影响机器中各机构的强度。因此，需利用Ansys软件对脱皮辊进行静力学分析和模态分析[11]。文章拟对云南仨得科技有限公司现有脱皮机的脱皮辊进行力学特性仿真分析，旨在为后续中国澳洲坚果脱皮机的研发和发展提供依据。

1 脱皮辊结构与工作原理

1.1 脱皮辊结构

脱皮辊包括主辊和副辊，其中主副辊均由主轴、套筒、辊筒、螺旋钢纹等部分组成(见图1)。其中套筒主要用来连接主轴和辊筒，并起到一定支撑作用，螺旋钢纹焊接在辊筒表面。

1. 套筒 2. 主轴 3. 辊筒 4. 螺旋钢纹

1.2 工作原理

青皮澳洲坚果加工时，主要按先大后小的加工顺序[12]，从进料口进入脱皮间隙，电机通过电机皮带轮、皮带、脱皮辊皮带轮带动主辊主轴旋转，使辊筒及螺旋钢纹转动，进而通过齿轮将动力传递至副辊，主辊与副辊在旋转过程中配合脱皮刀挤压、剪切澳洲坚果，使果径较大的坚果在脱皮间隙前端脱皮，果径较小的坚果随脱皮辊的旋转向后移动，在脱皮间隙窄处完成脱皮，脱皮后的坚果被移送至出料口处。尽量控制坚果的脱皮数量，最大程度保证坚果脱皮能够呈单层的状态进入脱皮辊，大大提高脱皮率[13]。脱皮机结构示意图如图2所示。

1. 进料口 2. 脱皮辊皮带轮 3. 脱皮辊 4. 皮带 5. 电机皮带轮 6. 电机 7. 机架 8. 调节螺杆 9. 脱皮刀 10. 齿轮 11. 出料口

2 脱皮辊的计算与设计

2.1 脱皮辊主轴设计

脱皮辊主轴是该脱皮机的重要组成部件，输出动力主要来自该脱皮机的电机并且传送至辊筒和螺旋钢纹上，在该动力作用下会使辊筒旋转，青皮坚果在辊筒的旋转作用下会产生挤压力，同时也会产生一个相反的力。其中，螺旋钢纹的作用是将电机的圆周运动转化为澳洲坚果的直线运动，将果径较小的坚果带向脱皮间隙窄处。脱皮辊主轴在工作时会承受较大扭矩，所承受的弯矩则较小。故在设计主轴轴径及长度时，需优先考虑扭转强度，而所承受较小的弯矩可采用降低许用扭转应力的方法有效解决这个问题。轴的扭转强度条件为：

(1)

式中：

T——轴所受的扭矩，N·mm；

n——轴的转速，r/min；

τT——扭转切应力，MPa；

[τT]——许用扭转切应力，MPa；

P——轴传递功率，kW；

WT——轴的抗扭截面系数，mm3；

d——截面处轴的直径，mm。

由式(1)可知，轴的直径

(2)

(3)

几种常用轴材料的[τT]及A0值如表1所示，其中该主轴直径为40 mm。

表1 轴常用几种材料的[τT]及A0值

2.2 脱皮辊螺旋钢纹设计

脱皮辊的螺旋钢纹是由圆柱状钢条弯曲成螺纹状的螺旋结构，焊接于辊筒表面。其主要作用是在加工过程中将未在脱皮间隙宽处脱皮的坚果带向后方，即脱皮间隙窄处移动，完成脱皮过程，最终由出料口流出。脱皮辊螺旋钢纹的结构如图3所示。

图3 脱皮辊螺旋钢纹的结构示意图

2.3 脱皮辊转速计算

脱皮机的生产效率和脱皮辊及其转速密切相关，转速大小是影响生产效率的直接因素。转速小，达不到预期的生产效率；转速大，加工量也变大，但对坚果的损伤也随之变大。由于澳洲坚果的青皮硬度较高，故根据一般脱壳和脱皮机械滚筒的线速度为3～6 m/s[14]，通过计算线速度可知脱皮辊的转速范围。

(4)

式中：

v——脱皮辊线速度，m/s；

R——脱皮辊半径，mm；

n——脱皮辊转速，r/min。

由式(4)可知，当线速度一定时，脱皮辊的半径与转速呈反比，因此可以通过改变脱皮辊的半径来改变其转速。所选脱皮辊半径为43.25 mm，因此脱皮辊转速为662.7～1 325.4 r/min。试验脱皮机的脱皮辊转速为861.4 r/min。

3 澳洲坚果青皮剪切试验

试验材料为2020年9月下旬于云南省德宏州采摘的澳洲坚果，挑选无病虫害且果茎大小不一的坚果为试验样品。以10 mm/min的速度对澳洲坚果进行剪切破皮单因素试验，用游标卡尺测量果子直径，果径大小依次从小到大排列，共10组试验，每组取一颗澳洲坚果，视青皮破裂而果壳完好为成功。剪切破皮试验结果见表2。

表2 剪切破皮试验结果

由表2可知，试验中剪切力不会随着果径的变大而变大，二者之间没有相关性。

4 脱皮辊有限元分析

由于受青皮澳洲坚果硬度等方面的影响，在脱皮机中进行果皮剥离时，会对脱皮辊产生力的作用，为后期的生产及加工提供可靠的数据支持和理论支撑，故采用Ansys Workbench软件对脱皮辊进行应力应变和模态分析[15]。

4.1 网格划分

材料选用45钢，利用Ansys Workbench网格划分功能对脱皮辊进行划分，网格大小与精确度密切相关，故网格越大结果越低[16]。设定主轴、辊筒、螺旋钢纹为0.01 mm，网格划分如图4所示。

图4 网格划分示意图

4.2 边界条件设置及施加载荷

该脱皮机脱皮辊转速为861.4 r/min，即90.2 rad/s。由表2可知，当单个澳洲坚果所受最大挤压力为695.98 N时，其青皮破裂但外壳不会破裂，故可在辊筒上施加700.00 N的载荷，但根据实际工况，脱皮机脱皮辊工作时会对多个澳洲坚果进行脱皮，所受挤压力远大于700 N，当对8个澳洲坚果进行脱皮时，可对脱皮辊两端实施固定约束，在辊筒上施加5 600.00 N的载荷。

4.3 脱皮辊的静力学分析

静力学分析数学模型为：

[Κ]·{δ}={F}，

(5)

式中：

{δ}——系统节点位移阵列；

[Κ]——系统结构刚度矩阵；

{F}——总载荷列阵[11]。

脱皮辊的总变形云图及等效应力云图如图5和图6所示，其变形及应力见表3。

图5 总变形云图

图6 等效应力云图

表3 脱皮辊变形及应力分析

由表3可知，运转工作时，脱皮辊所产生的最大变形在辊筒中间处，这是因为加工过程中辊筒主要对青皮澳洲坚果产生挤压，而主轴与辊筒的结合在两端处，中间部位没有连接。等效应力最大值发生在轴与轴承结合处，形状突变较大，容易造成应力集中。

4.4 脱皮辊的模态分析

脱皮辊在运转工作时，由于对果皮产生的挤压力以及果皮对脱皮辊产生的反方向的力，则会导致脱皮辊不可避免地产生振动，这种振动会对设备的安全性和稳定性产生影响。因此，掌握脱皮辊运转时的固有频率，才能在设计该设备时避免出现共振的现象。其6阶模态结果如图7～图12所示，前6阶频率见表4。

图7 1阶模态

图8 2阶模态

图9 3阶模态

图10 4阶模态

图11 5阶模态

图12 6阶模态

由表4可知，脱皮辊的各阶固有频率随着阶数的增加而增大，其6阶固有频率为111.44～681.05 Hz。

表4 脱皮辊前6阶频率

由图7～图12可知，脱皮辊的1 阶振型为XZ平面的弯曲振动，最大变形量为5.613 0 mm；2阶振型为XY平面的弯曲振动，最大变形量为5.611 6 mm；3阶振型为XZ平面的弯曲振动和Y轴的扭转振动，最大变形量为6.625 8 mm；4阶振型为XY平面的弯曲振动和Y轴的扭转振动，最大变形量为6.613 8 mm；5阶振型为Y轴的弯曲和扭转振动，最大变形量为7.176 4 mm；6阶振型为XZ平面的弯曲振动和Y轴的扭转振动，最大变形量为8.422 9 mm。脱皮辊的1阶固有频率对应的转速为6 686.4 r/min，而实际转速为861.4 r/min，通过试验证明不会发生共振。

澳洲坚果脱皮机脱皮辊的前6阶固有频率为111.44～681.05 Hz，第6阶产生的变形量最大，最大变形量为8.422 9 mm，相应的频率为681.05 Hz。由于脱皮辊的工作频率与固有频率不在同一区间，故不会发生共振现象，说明该脱皮机工作时能够保证机器的稳定性和结构的刚度。

5 结论

通过力学特性仿真可知，脱皮辊在工况下的最大变形量为0.032 08 mm；等效应力为11.872 MPa，其最大值小于45钢的屈服强度，满足脱皮机脱皮辊的使用要求。通过对脱皮机脱皮辊进行振动特性和强度分析，确定了各项工况参数，为脱皮机的设计和研发相关产品奠定了基础。由于该试验只考虑了脱皮机中脱皮辊的结构强度和振动特性，对脱皮机的脱皮率及损伤率并未进行深入研究，后续需不断优化以提高脱皮机的脱皮率及降低其损伤率。