熊世磊， 萬芳新， 黃曉鵬

(甘肅農(nóng)業(yè)大學機電工程學院，甘肅 蘭州 730070)

籽瓜，也稱“打瓜”，屬于葫蘆科的一年生草本植物，是一種耐旱瓜種，低糖低脂低熱量，廣泛種植于我國西北地區(qū)[1-2]。傳統(tǒng)上籽瓜的主要用途是破碎后取籽加工食用，除瓜籽之外的成分基本丟棄。

我國籽瓜生產(chǎn)加工機械在20世紀90年代后得到快速發(fā)展并日漸成熟[3]，其中可用于破碎取籽的機械有兩種類型，其中一種是集籽瓜田間收獲與破碎取籽于一體的聯(lián)合收獲機[4]，如閻洪山研發(fā)設(shè)計的4ZBL-2背負式籽瓜聯(lián)合收獲機，新疆農(nóng)業(yè)科學院研制的籽瓜撿拾脫籽聯(lián)合作業(yè)機；另一種是專用的籽瓜取籽機，如張奮儒等設(shè)計的籽瓜脫粒機，新疆八一農(nóng)學院研制的6DQ-8型籽瓜取籽機等[5-8]。但無論是哪種類型，其目的只是破碎取籽，無法完成籽瓜其他成分的分離應用。由于籽瓜不同成分均有較大的經(jīng)濟價值，綜合加工利用已成為籽瓜產(chǎn)業(yè)的一個發(fā)展趨勢，而傳統(tǒng)的籽瓜生產(chǎn)加工機械并不能滿足籽瓜現(xiàn)代化加工的生產(chǎn)需求，因此開發(fā)一種可實現(xiàn)籽瓜不同成分有效分離的籽瓜破碎取籽設(shè)備勢在必行。為了設(shè)計合理的破碎取籽機構(gòu)，必須對籽瓜的物理機械特性及相關(guān)核心部件進行深入研究。牛旭東等對整個籽瓜的力學特性進行了研究，得出了籽瓜的橫向和縱向破裂力[9]。牛長河等通過對籽瓜破碎裝置的力學分析和研究，驗證了打瓜破碎裝置滿足強度要求[10]。馬振等通過對打瓜取籽機關(guān)鍵部位的研究，確定了打瓜齒輥間隙的極限值[11]。朱宗光等對籽瓜破碎取籽機皮瓤分離裝置進行了試驗研究，確定了影響瓜籽損傷率的重要因素[12]。

本文針對課題組自主研制的籽瓜破碎取籽分離機，利用ANSYS19.0軟件對其核心部件破碎齒輥進行有限元分析，為整機結(jié)構(gòu)改進和優(yōu)化提供理論依據(jù)。

1 籽瓜破碎取籽分離機整機結(jié)構(gòu)及工作原理

課題組自主研發(fā)的籽瓜破碎取籽分離機整體布局如圖1所示，該機主要由機架、破碎裝置、皮瓤分離裝置、籽瓤分離裝置、傳動裝置等部件組成。工作時，將籽瓜從喂料部分喂入，先經(jīng)過高速旋轉(zhuǎn)破碎齒輥的沖擊破碎，繼而在擠壓齒輥的擠壓作用下形成破碎后的皮瓤籽混合物。經(jīng)破碎后的混合物被送入皮瓤分離裝置，在螺旋擠壓輸送過程中實現(xiàn)瓜皮和籽瓤的分離，瓜皮經(jīng)瓜皮出口排出，而籽瓤混合物通過皮瓤分離裝置下部的篩孔進入籽瓤分離裝置，在籽瓤分離裝置螺旋擠壓輸送的作用下實現(xiàn)瓜籽和瓜瓤的分離，分離后的瓜籽經(jīng)瓜籽出料口排出，瓜瓤汁則經(jīng)瓜汁出料口流出。

圖1 籽瓜破碎取籽分離機整體布局

破碎裝置是整個籽瓜破碎取籽機的核心部件，主要由喂料口、破碎齒輥和擠壓齒輥組成，結(jié)構(gòu)如圖2、圖3所示。由于擠壓齒輥在工作中所受交變載荷遠小于破碎齒輥，故本文主要研究破碎齒輥在工作過程中的受力情況。

圖2 破碎裝置三維結(jié)構(gòu)

圖3 破碎裝置二維結(jié)構(gòu)

2 破碎齒輥的有限元分析

2.1 ANSYS模型的建立和有限元網(wǎng)格劃分

破碎齒輥三維實體模型如圖4所示，在Solidworks 2018中建立三維破碎齒輥三維實體模型，并將其保存為.x_t文件[13-14]，通過ANSYS19.0中的導入接口，得到如圖5所示的破碎齒輥模型。破碎齒輥作為破碎裝置中的核心部件，在實際工作中必須滿足正常的拆卸、裝配，減小應力集中。本次分析中，由于該破碎齒輥所選用材料為不銹鋼，故定義單元類型為Solid/Brick 8 node 185，材料屬性見表1。采用自由網(wǎng)格劃分，劃分結(jié)果如圖6所示。

表1 破碎齒輥材料屬性

圖4 破碎齒輥三維實體模型

圖5 破碎齒輥的ANSYS模型

圖6 破碎齒輥網(wǎng)格劃分

2.2 施加約束和載荷

根據(jù)課題組對籽瓜破碎取籽分離機的實際試驗研究得出，該破碎齒輥適宜的工作轉(zhuǎn)速為120～135 r/min[15-16]。啟動前，該機構(gòu)僅受重力和軸承對其的支持力。啟動后，當其不進行打瓜作業(yè)時，該機構(gòu)同時受到電動機施加的轉(zhuǎn)矩、重力、軸承對其的支持力，以及轉(zhuǎn)動過程中的摩擦力。當進行打瓜作業(yè)時，打瓜齒又受到籽瓜施加的阻力，這時存在兩種情況，即單個打瓜齒受到阻力和兩個打瓜齒同時受到阻力。通過對籽瓜力學特性的研究，得出了籽瓜縱向壓縮時破裂力為945 N，橫向壓縮時破裂力為498 N。然而實際打瓜過程中，打瓜齒受到阻力并不是集中力。為了分析方便，在對破碎齒輥進行靜力學分析時，選取籽瓜破裂的瞬時狀態(tài)進行分析，假設(shè)打瓜齒的半個齒面同時受到945 N的均布力，同時破碎齒輥固定不動，對其兩端施加固定約束。破碎齒輥施加約束和載荷后的結(jié)果如圖7和圖8所示。

圖7 單個打瓜齒受力

圖8 兩個打瓜齒受力

2.3 試驗結(jié)果分析

通過ANSYS19.0軟件分析計算，可以得出單個打瓜齒和兩個打瓜齒受力后的位移云圖和應力云圖，如圖9～12所示。

圖9 單個打瓜齒受力位移云圖

圖10 兩個打瓜齒受力位移云圖

圖11 單個打瓜齒受力應力云圖

圖12 兩個打瓜齒受力應力云圖

從圖9可以得出，在打瓜過程中，當只有一個打瓜齒受到阻力時，該打瓜齒的外齒端發(fā)生最大變形，其最大變形量為0.532E-06 mm。整個打瓜齒的形變程度由外齒端到內(nèi)齒端逐漸減小，整個破碎齒輥上最小的變形發(fā)生在主軸的短軸端處，最小變形量為0 mm。從圖10可以得出，在打瓜過程中，當有兩個打瓜齒同時受到阻力時，外齒端均發(fā)生最大變形，其最大變形量為0.912E-06 mm，整個破碎齒輥上最小的變形仍發(fā)生在主軸的短軸端處，最小變形量為0 mm。由于最大變形量的量值太小，幾乎可以忽略不計，因此該破碎齒輥剛度滿足要求。

從圖11和圖12可以得出，工作過程中，當一個打瓜齒受到阻力時，整個破碎齒輥打瓜齒的內(nèi)齒端與主軸相交處應力最大，最大值為134 363 Pa，最小應力在其他打瓜齒的外齒端，最小值為0.430E-05 Pa；當兩個打瓜齒同時受到阻力時，整個破碎齒輥上，主軸的短軸端軸肩處外表面應力最大，最大值為207 484 Pa，最小應力也在其他打瓜齒的外齒端，最小值為0.928E-05 Pa。由于該破碎齒輥所選取的材料為不銹鋼，其應力值遠小于該材料的許用應力，故該機構(gòu)滿足強度要求。由于該機構(gòu)有限元分析中，其最大應力在打瓜齒的內(nèi)齒端與主軸相交處和軸肩處，在設(shè)計和加工時，為減小應力集中，應注意光滑過渡和圓角處理。

3 小結(jié)

基于ANSYS19.0軟件對自主研制的籽瓜破碎取籽機核心部件破碎齒輥進行了有限元分析，結(jié)果表明，當單個打瓜齒打瓜時，該部件的最大變形在該打瓜齒的外齒端，整個打瓜齒的形變程度由外齒端到內(nèi)齒端逐漸減小，最小變形發(fā)生在主軸的短軸端處，最大應力發(fā)生在該打瓜齒的內(nèi)齒端與主軸相交處，最小應力在其他打瓜齒的外齒端；當兩個打瓜齒同時打瓜時，該部件的最大變形均發(fā)生在它們的外齒端，最小變形仍發(fā)生在主軸的短軸端處，最大應力產(chǎn)生在主軸的短軸端軸肩處外表面，最小應力也在其他打瓜齒的外齒端。從結(jié)果分析可知，該部件的最大應力值遠小于該材料的許用應力，最大變形量幾乎可以忽略。但由于該部件的最大應力在打瓜齒的內(nèi)齒端與主軸相交處和軸肩處，故在設(shè)計和加工時，應注意光滑過渡和圓角處理。本研究可為籽瓜破碎取籽機的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供理論依據(jù)。