潘睿，薛忠, 2，王槊，范建新，何鳳萍，韓樹全

(1. 中國熱帶農(nóng)業(yè)科學院農(nóng)業(yè)機械研究所，廣東湛江，524091；2. 中國熱帶農(nóng)業(yè)科學院南亞熱帶作物研究所，廣東湛江，524091； 3. 貴州省農(nóng)業(yè)科學院亞熱帶作物研究所，貴州興義，562400)

0 引言

澳洲堅果果仁營養(yǎng)豐富[1-2]，與其他堅果相比其果殼結(jié)構(gòu)致密堅硬，機械破殼確保果殼破碎且不損傷果仁是澳洲堅果加工技術的難點。近年來國內(nèi)外學者針對澳洲堅果果殼的含水率、干燥特性、力學特性等已取得了較多的研究成果[3-9]。在澳洲堅果破殼技術方面，薛忠等[10-12]利用材料試驗機對其進行殼果多因素壓縮、剪切試驗并開展了破殼機設計與試驗；涂燦等[13]運用有限元方法對澳洲堅果的3個加載方向進行應力、應變分析，分析出較佳的破殼力方向；Fleck[14]通過試驗表明澳洲堅果果徑尺寸對破殼力的影響較?。籘eh等[15]通過試驗表明澳洲堅果果殼開裂需要2 240±430 N的力。由于國內(nèi)澳洲堅果破殼工藝研究相對落后，大部分破殼設備需對澳洲堅果先分級再加工，目前主流加工方式一般為鋸殼、擠壓和剪切。鋸殼方式導致澳洲堅果果殼高溫產(chǎn)生焦油等有害物質(zhì)的問題；擠壓破殼存在果殼開口率低、果仁整仁率低的缺點；剪切破殼目前主要集中在手動及半自動破殼機械，存在效率低的現(xiàn)象。為提高澳洲堅果破殼效率，項目團隊針對澳洲堅果果殼特性研制了一種無需對殼果分級、可連續(xù)加工作業(yè)，利用沖擊和剪切破殼的全自動V型雙通道澳洲堅果破殼裝置，因?qū)嶋H作業(yè)時澳洲堅果果殼受力大小難以確定，因此應用RecurDyn軟件對破殼關鍵部件進行仿真試驗求解當滿足破殼標準時破殼裝置工作的最低轉(zhuǎn)速。

RecurDyn(Recursive Dynamic)軟件采用相對坐標系運動方程理論和完全遞歸算法求解存在復雜接觸的多體系統(tǒng)動力學問題，可對破殼過程進行有限元模擬分析[16]。本文將基于RecurDyn軟件對團隊研制的V型雙通道澳洲堅果破殼裝置[17]進行顯式動力學分析；通過分析破殼刀片對果殼施加的剪切力大小及應力分布情況，求解破殼裝置最低工作轉(zhuǎn)速；通過樣機試驗驗證仿真結(jié)果并得出刀盤軸轉(zhuǎn)速對破殼率的影響，為進一步提高破殼裝置破殼率提供理論依據(jù)。

1 試驗設備及方法

1.1 澳洲堅果破殼裝置的結(jié)構(gòu)特點與工作原理

為提高澳洲堅果破殼作業(yè)質(zhì)量，設計如圖1所示的澳洲堅果破殼裝置，主要由刀盤、左右破殼腔、刀盤軸、動刀刀片、定刀刀片、刀具固定楔塊等組成。左右破殼腔通過螺栓固定于弧形背板，緊固在刀盤軸上的刀盤隨刀盤軸轉(zhuǎn)動而旋轉(zhuǎn)，為防止?jié)L動軸承松動在刀盤軸右側(cè)安裝止動螺母。

圖1 破殼裝置Fig. 1 Shell breaking device1.軸承座 2.側(cè)面板 3.破殼腔 4.刀盤 5.刀盤軸6.弧形背板 7.定刀刀片 8.定刀楔塊 9.動刀刀片 10.止動螺母

定刀刀片、動刀刀片均為厚約2.4 mm的等腰梯形棱柱，刀片材質(zhì)為鎢系高速鋼，熱處理后其硬度需達到HRC62-65。定刀刀片通過刀具固定楔塊緊固在破殼腔刀槽，當澳洲堅果運動至其位置時對其果殼施加剪切力和沖擊力。破殼裝置中左右兩側(cè)破殼腔被刀盤均分為兩部分形成雙通道，刀盤左右兩側(cè)設計了以45°均布的動刀刀槽，分別緊固8組動刀刀片及固定楔塊，強制破殼腔內(nèi)的澳洲堅果作圓周運動，為滿足刀盤工作動平衡在其側(cè)壁設計了凹陷圓孔，如圖2所示。

圖2 刀盤結(jié)構(gòu)示意圖Fig. 2 Schematic diagram of cutter head structure1.動刀刀片 2.動刀楔塊 3.刀盤

破殼腔結(jié)構(gòu)如圖3所示。左右破殼腔用于容納喂入的澳洲堅果，破殼腔上半部分的凹槽可防止喂入口堵塞，下半部分的方槽用于固定定刀刀片，可根據(jù)需要改變刀片伸出高度。

圖3 破殼腔結(jié)構(gòu)示意圖Fig. 3 Schematic diagram of the shell cavity structure1.定刀楔塊 2.定刀刀片 3.破殼室 4.軸承座

破殼作業(yè)時電機驅(qū)動刀盤軸旋轉(zhuǎn)，澳洲堅果由導料滑軌分別滑入左右破殼腔，動刀強制澳洲堅果運動與定刀相遇形成沖擊破殼作用并由V型間隙產(chǎn)生剪切、擠壓作用，果殼破碎后的混合物由動刀排出破殼室，達到破殼取仁的目的。與傳統(tǒng)澳洲堅果破殼機相比，該破殼裝置破殼腔內(nèi)壁設計有光滑凹面防止澳洲堅果堵塞；兩組定刀刀片分別通過刀具固定楔塊緊固在左右破殼腔刀槽中，與動刀刀片形成了無漏、防堵塞、夾角為30°的V型間隙，保證澳洲堅果喂入和破殼作業(yè)的順暢進行，如圖4所示。

圖4 破殼裝置V型間隙示意圖Fig. 4 Schematic diagram of V-shaped gap ofshell breaking device

1.2 試驗方法

1.2.1 澳洲堅果主要破殼參數(shù)確定

當澳洲堅果含水率較高時，果殼內(nèi)部殼仁粘結(jié)成一體，食用效果不佳且破殼作業(yè)易將果仁切碎，因此破殼加工前將堅果烘干至一定含水率使其殼仁分離后破殼效果更好。果殼截面模型如圖5所示，果殼受力情況主要受果殼破碎極限、刀具對果殼破碎的最小剪切力、果殼厚度等物理力學特性影響。

圖5 澳洲堅果建模截面Fig. 5 Macadamia nut modeling cross section

當動刀帶動澳洲堅果運動與定刀形成V型間隙時，澳洲堅果受到的剪切力分析示意圖如圖6所示。

圖6 澳洲堅果受到的剪切力Fig. 6 Shear forces on macadamia nut1.動刀刀片 2.澳洲堅果 3.定刀刀片

刀片形成V型間隙時分別在澳洲堅果兩點產(chǎn)生剪切力F、F′，兩受力點與球心間力臂長度分別為r1、r2，當r1=r2時，F(xiàn)、F′大小相等，形成力偶矩M，刀片對堅果產(chǎn)生的扭矩T與力偶矩M大小相等，由于刀片伸出部分高度ρ約4.5 mm，求得r1、r2之和約為15 mm。

根據(jù)澳洲堅果受到的扭矩和極慣性矩的關系，最低破殼剪切力的計算如式(1)。

(1)

式中：τP——堅果受到的切應力，MPa；

ρ——刀具最外側(cè)伸出端高度，mm；

[σ]——堅果的破碎極限，MPa；

IP——堅果的極慣性矩，mm4；

α——堅果果殼內(nèi)外徑之比；

d——果殼內(nèi)徑，mm；

D——果殼外徑，mm。

根據(jù)式(1)，澳洲堅果破碎的最小剪切力

(2)

由于澳洲堅果果殼為脆性材料，因此該模型滿足Tresca[18]屈服準則。

σ1-σ3≤[σ]

(3)

式中：σ1——材料在復雜應力狀態(tài)下的最大主應力；

σ3——材料在復雜應力狀態(tài)下的最小主應力；

σ1-σ3——當量應力。

澳洲堅果直徑一般為24～26 mm，因此選用25 mm 直徑澳洲堅果為研究對象，進行20組剪切破碎試驗，試驗結(jié)果表明其最大破碎極限[σ]約為2.7 MPa；參考文獻[19]可知，澳洲堅果果殼頂部厚度約為4.03～4.36 mm，中底部殼厚為2.22～2.48 mm，即α約為0.715～0.74，取中間值0.727 5；π取3.14，求得最小破殼剪切力1 103.73 N。澳洲堅果模型的主要參數(shù)取值如表1所示。由于果殼不同位置厚度不均，存在各向異性，因此果殼不同位置彈性模量大小不一。由于破殼過程中刀片對果殼切口位置隨機，不同方向所需破殼力不同，為方便計算，假定果殼各方向彈性模量各向同性，取最大值約68.63 MPa，即仿真試驗中各方向果殼所受剪切力大小一致。

表1 澳洲堅果的材料參數(shù)Tab. 1 Macadamia nut material parameters

1.2.2 有限元分析

1) 破殼裝置的有限元模型。RecurDyn軟件中包含建模功能，但是對復雜實體模型建模相對困難，一般借助Cad軟件實現(xiàn)建模。破殼裝置結(jié)構(gòu)相對復雜，因此在Creo軟件中創(chuàng)建破殼裝置三維實體模型，將文件保存為x_t格式文件并導入RecurDyn軟件中進行網(wǎng)絡劃分。本研究將模型簡化處理，采用自由網(wǎng)格劃分網(wǎng)絡，澳洲堅果及刀片的網(wǎng)格大小分別為3 mm、2.5 mm，其網(wǎng)格數(shù)量分別為1 927和571，如圖7所示。

(a) 澳洲堅果

(b) 刀片圖7 澳洲堅果及刀片簡化模型Fig. 7 Simplified model of macadamia nut and blade

2) 仿真模型參數(shù)設定。破殼裝置尺寸較復雜，根據(jù)RecurDyn軟件計算特點，對仿真模型參數(shù)設定如下：(1)破殼裝置及澳洲堅果模型的三維實體單元定義為Solid4_1，定義破殼裝置模型材料為塑性材料模型Plastic/Isotropic，材料彈性模量為2.1×105MPa，密度為8.7×10-3g/mm3，泊松比為0.3。(2)在破殼過程中，澳洲堅果由導料滑軌滑落，自由落體至破殼腔內(nèi)，因此破殼裝置與澳洲堅果無初始接觸，應將二者盡可能靠近以減少澳洲堅果進入破殼腔前的空余計算時間。(3)定義破殼裝置模型的初始速度：刀盤軸繞Z軸(刀盤軸方向)的旋轉(zhuǎn)速度為100～500 r/min，以便反映在不同轉(zhuǎn)速下澳洲堅果模型受到的應力應變。

3) 破殼過程仿真。隨著刀盤軸轉(zhuǎn)動，澳洲堅果在刀片的錯位剪切作用下，果殼與刀片接觸點處最先開始變形；隨著刀盤軸繼續(xù)轉(zhuǎn)動，刀盤內(nèi)側(cè)面擠壓澳洲堅果，果殼變形逐漸增大并斷裂，在刀盤內(nèi)側(cè)面擠壓和刀片剪切的雙重作用下迅速破壞。定刀、動刀對澳洲堅果剪切破殼的局部放大圖如圖8所示，可清晰顯示果殼變形趨勢。

(a) 0.086 25 s

(b) 0.087 75 s

(c) 0.089 25 s

(d) 0.090 75 s圖8 破殼過程局部圖Fig. 8 Partially enlarged group picture of theshell breaking process

2 結(jié)果與討論

刀盤軸轉(zhuǎn)速將決定澳洲堅果在破殼腔中是否完全破碎，同時決定刀具是否發(fā)生彎曲變形等情況，進而影響破殼作業(yè)。根據(jù)該裝置設計的實際情況，設定刀盤軸初始轉(zhuǎn)速為100 r/min，每組試驗轉(zhuǎn)速增加10 r/min，共進行41組仿真試驗，試驗結(jié)果如圖9所示。

根據(jù)動量定理

F·Δt=m·Δv

(4)

式中：F——澳洲堅果所受剪切力；

Δt——果殼與刀片作用時間；

m——堅果質(zhì)量；

Δv——堅果在破殼裝置中的速度變化。

圖9 仿真試驗中不同轉(zhuǎn)速下果殼所受剪切力Fig. 9 Shear force on the husk at different speeds in thesimulation experiment

分析圖9數(shù)據(jù)可知，由動刀強制進行圓周運動的澳洲堅果的線速度隨刀盤軸轉(zhuǎn)速增加而增大，因此刀盤軸轉(zhuǎn)速越大，即Δv越大；Δt作為果殼與刀片的作用時間數(shù)值極小，可忽略不計。因此，當澳洲堅果質(zhì)量一定時，其果殼所受剪切力隨刀盤軸轉(zhuǎn)速增加而增大。

由式(2)計算得的最小破殼剪切力1 103.73 N，當?shù)侗P轉(zhuǎn)速為250 r/min時，刀具對澳洲堅果產(chǎn)生的剪切力首次高于1 103.73 N，此時果殼受到剪切力為1 107.21 N。

定刀、動刀的應力、應變、變形量云圖如圖10、圖11所示。由圖分析可知，刀盤軸轉(zhuǎn)速為250 r/min時定刀受最大應力為46.9 MPa，應變?yōu)?.94×10-4，變形位移量為9.19×10-4mm；動刀受最大應力為53.4 MPa，應變?yōu)?.21×10-4，變形位移量為1.05×10-3mm。刀片材料為W18Cr4V，其抗彎強度一般大于300 MPa，遠大于所受最大應力。定刀、動刀的應力、應變最大處均位于與果殼發(fā)生剪切作用的刀刃處，應力、應變最大處到固定刀槽槽口的受力及變形過渡性較好且未發(fā)生明顯突變，說明刀盤結(jié)構(gòu)設計合理，刀片受力變形較小且未發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形。澳洲堅果的應力、應變和變形云圖如圖12所示。根據(jù)圖12分析得出，刀盤軸轉(zhuǎn)速為250 r/min時果殼受最大應力為16.1 MPa，應變?yōu)?.203，大于果殼強度極限，能夠滿足破殼需求。澳洲堅果在兩側(cè)刀具剪切點處變形最大，向外變形逐漸變小，裂紋有明顯走向。

(a) 應力云圖

(b) 應變云圖

(c) 變形云圖圖10 刀盤軸轉(zhuǎn)速為250 r/min時定刀的應力、應變和變形云圖Fig. 10 Stress, strain and deformation clouddiagram of the fixed knife at 250 r/min

(a) 應力云圖

(b) 應變云圖

(c) 變形云圖圖11 刀盤軸轉(zhuǎn)速為250 r/min時動刀的應力、應變和變形云圖Fig. 11 Stress, strain and deformation clouddiagram of the moving knife at 250 r/min

(a) 應力云圖

(b) 應變云圖

(c) 變形云圖圖12 刀盤轉(zhuǎn)速為250 r/min時澳洲堅果的應力、應變和變形云圖Fig. 12 Stress, strain and deformation clouddiagram of macadamia nut at 250 r/min

通過以上分析可知：定刀、動刀應力最大處應變也最大，在刀具固定楔塊的作用下最大應力應變處的變形量較小，說明該結(jié)構(gòu)中刀具扭轉(zhuǎn)變形和斷裂的可能性較小。刀片對澳洲堅果產(chǎn)生的剪切力及澳洲堅果受到的最大應力、應變隨刀盤轉(zhuǎn)速提高而增大。當?shù)侗P軸轉(zhuǎn)速為250 r/min時，刀具對澳洲堅果產(chǎn)生的最大應力大于果殼的強度極限，澳洲堅果受到的剪切力為1 107.21 N，大于最小破殼剪切力1 103.73 N，因此該破殼裝置有效破殼的最低轉(zhuǎn)速為250 r/min。

3 樣機試驗與結(jié)果分析

為驗證澳洲堅果破殼裝置最低工作轉(zhuǎn)速仿真試驗結(jié)果與樣機試驗的差異以及研究不同刀盤轉(zhuǎn)速對澳洲堅果破殼率的影響，試制樣機并進行試驗。

3.1 試驗設備及材料

選用經(jīng)干燥含水率為2%～5%的澳洲堅果作為試驗材料。試制澳洲堅果破殼裝置樣機如圖13所示。試驗用工具包括游標卡尺、電子秤、秒表等。

圖13 澳洲堅果破殼樣機Fig. 13 Macadamia nut shelling device prototype

3.2 試驗方案及評價指標

為測定不同轉(zhuǎn)速下破殼裝置樣機的破殼率，試驗設定刀盤軸初始轉(zhuǎn)速為100 r/min，每組試驗轉(zhuǎn)速遞增10 r/min，最高轉(zhuǎn)速為500 r/min。每組試驗選用澳洲堅果200個，測定試驗后破殼效果滿足要求的堅果個數(shù)，共進行5次試驗并對其結(jié)果取平均值。根據(jù)以下計算方法求出相應指標數(shù)據(jù)。

破殼率指破殼試驗后果殼破碎露出果仁的堅果個數(shù)占每次試驗堅果總個數(shù)的百分率。

(5)

式中：S——破殼率/%；

h——滿足要求的破殼堅果個數(shù)；

H——喂入堅果的總個數(shù)。

根據(jù)試驗結(jié)果測定的破殼率越高則表明破殼裝置對澳洲堅果破殼效果越好。

3.3 試驗結(jié)果與分析

破殼試驗過程如圖14所示，不同轉(zhuǎn)速下破殼裝置樣機的破殼率結(jié)果如圖15所示。

分析數(shù)據(jù)得知當?shù)侗P軸最低轉(zhuǎn)速為100 r/min、最高轉(zhuǎn)速為500 r/min時，破殼裝置樣機的破殼率處于66.7%～96.74%，破殼率隨刀盤軸轉(zhuǎn)速提高而增長。當?shù)侗P軸轉(zhuǎn)速低于250 r/min時，部分堅果出現(xiàn)從V型間隙漏出未破殼的現(xiàn)象，導致破殼率較低；當?shù)侗P軸轉(zhuǎn)速為250 r/min或更高時，堅果漏出現(xiàn)象明顯減少，破殼率高于90%。隨著刀盤軸轉(zhuǎn)速提高，破殼率處上升趨勢且趨于平緩，因此破殼裝置滿足破殼需求的最低工作轉(zhuǎn)速為250 r/min，刀盤軸轉(zhuǎn)速為250～500 r/min時破殼裝置破殼率為92.6%～96.74%。

圖14 破殼裝置樣機破殼試驗Fig. 14 Shell breaking test of the shell breaking device prototype

圖15 破殼裝置破殼率Fig. 15 Shell breaking rate determined by shell breaking test

4 結(jié)論

本文利用RecurDyn軟件對澳洲堅果破殼裝置破殼過程進行數(shù)值模擬分析，通過樣機試驗得到以下結(jié)論。

1) 通過仿真試驗驗證該破殼裝置中刀片扭轉(zhuǎn)變形和斷裂的可能性較小。刀片對澳洲堅果產(chǎn)生的剪切力隨刀盤軸轉(zhuǎn)速提高而增大，刀盤軸最低轉(zhuǎn)速為250 r/min 時可滿足破殼需求。

2) 試制澳洲堅果破殼裝置，以刀盤軸轉(zhuǎn)速為100～500 r/min進行破殼試驗。試驗結(jié)果表明破殼率隨刀盤軸轉(zhuǎn)速提高而增長，樣機破殼率為65.7%～96.74%。當工作轉(zhuǎn)速低于250 r/min時，部分堅果從V型間隙漏出；當?shù)侗P軸轉(zhuǎn)速為250 r/min或更高時，堅果漏出現(xiàn)象明顯減少，破殼率高于90%。因此確定破殼裝置滿足破殼效果的最低工作轉(zhuǎn)速為250 r/min。工作轉(zhuǎn)速為250～500 r/min時破殼裝置破殼率為92.6%～96.74%。