葉爾杰甫·吐蘇拜克，亞森江·白克力，阿卜杜艾尼·阿布里米提，阿娜爾·哈布德力，努爾比耶·阿布力孜，買買提·阿不列力木

（新疆農(nóng)業(yè)大學機電工程學院，新疆維吾爾自治區(qū) 烏魯木齊 830052）

巴旦木是一種落葉小喬木，為薔薇科和李亞科植物，不僅營養(yǎng)價值高，含有多種微量元素，被譽為“干果之王”，而且還有一定的醫(yī)療作用，既可以預防肺癌、支氣管炎和肺部病變等疾病，抑制癌細胞生長[1]，又可以健腦、助消化、亮眼、健胃，防治心血管疾病、糖尿病和胃炎等疾病的效果良好。在我國，巴旦木也稱為扁桃或中國大扁桃[2]，在新疆干果產(chǎn)業(yè)中占據(jù)重要地位[3]。

巴旦木殼仁分選除雜是一項重要的工作，采用性能優(yōu)良的殼仁分選設備，可以減輕農(nóng)民的勞動強度，提高生產(chǎn)效率，降低破損率，保證產(chǎn)品質(zhì)量。但現(xiàn)有的巴旦木殼仁分選除雜機械都存在破殼不完全、碎仁率高、殼仁分選率低等問題，雖然2021年張佳等人[4]發(fā)明的巴旦木破殼及果仁大小分離裝置效果較好，但在殼仁分選方面也不能完全滿足新疆莎車巴旦木的農(nóng)藝要求，達不到預想的作業(yè)目的。為改進現(xiàn)有巴旦木殼仁分選除雜裝置存在的不足，促進巴旦木銷售產(chǎn)業(yè)的健康發(fā)展，本文設計了一種適合新疆莎車種植的巴旦木殼仁分選除雜機，使用后效果較好，值得推廣應用。

1 巴旦木殼仁分選除雜機結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定

為設計出性能優(yōu)良的巴旦木殼仁分選除雜機，先對影響巴旦木破殼效果的相關物理特性進行分析。巴旦木的外形幾何尺寸是研究設計巴旦木殼仁分選除雜機必不可少的基本數(shù)據(jù)，了解巴旦木物理特性的目的就是為了確定巴旦木破殼方式、破殼機的運動結(jié)構(gòu)參數(shù)，為巴旦木破殼機設計提供合理的理論數(shù)據(jù)。本設計選用莎車的米桑、雙果和晚豐3個品種巴旦木為原材料樣本，每種樣本各隨機挑出完整的巴旦木5 kg。設計前，先從15 kg 樣本中隨機選取未經(jīng)任何處理、同等環(huán)境條件下的3 個品種各100 粒巴旦木，用游標卡尺分別測量巴旦木的長（L）、寬（T）、厚（W），獲得巴旦木的物理特性數(shù)據(jù)。從所獲得的數(shù)據(jù)可知，巴旦木同一品種外形尺寸存在差異，不同品種差異更大；3 個品種的巴旦木都離球形形狀很遠。由此，確定分選除雜機采用楔形滾筒篩進行巴旦木分段分級。巴旦木的核外尺寸如圖1所示，物理特性參數(shù)如圖2所示。

圖1 巴旦木核外尺寸圖Fig.1 External dimensions of Prunus dulcis

圖2 巴旦木的物理特性數(shù)據(jù)圖Fig.2 Data diagram of physical properties of Prunus dulcis

2 新型巴旦木殼仁分選除雜機的整體結(jié)構(gòu)

本文設計的新型巴旦木殼仁分選除雜機主要包括機架、篩分部分、破殼部分、輸送部分、風選部分和篩選部分等。具體的設計參數(shù)如表1 所示，整機結(jié)構(gòu)如圖3所示。

表1 新型巴旦木殼仁分選除雜機設計參數(shù)Tab.1 Design parameters of wood shell and kernel sorting machine of the new Prunus dulcis

圖3 新型巴旦木殼仁分選除雜機整機結(jié)構(gòu)圖Fig.3 Structure diagram of shell and kernel sorting machine of the new Prunus dulcis

3 新型巴旦木殼仁分選除雜機工作原理

巴旦木從入料口進入楔形篩滾筒中，楔形篩滾筒軸帶動導軌葉片和楔形篩旋轉(zhuǎn)，在柵格間隔不同的楔形篩的作用下將巴旦木分為4個不同級別；分級完成的巴旦木落至破殼對輥，4對相向旋轉(zhuǎn)的破殼輥對巴旦木進行破殼；破殼完成的巴旦木落至輸送機，在輸送皮帶的帶動下進入風機罩；進入風機罩的巴旦木，在負壓風機的作用下進行殼仁分離；分離后的巴旦木仁落入振動篩中，在篩子的振動下對完整的巴旦木仁和破碎的巴旦木仁進行篩選；最終得到完整的、按大小分離的巴旦木果仁。新型巴旦木殼仁分選除雜機工作原理如圖4所示。

圖4 工作原理示意圖Fig.4 Schematic diagram of working principle

4 新型巴旦木殼仁分選除雜機關鍵零部件的設計

4.1 楔形滾筒篩的設計

楔形滾筒篩是重要的分選裝置，可將不同大小的巴旦木分級篩選。該裝置包括一個做回轉(zhuǎn)運動的滾筒體和一組由小到大間隔的柵格。巴旦木在導軌葉片的作用下徑向移動，落入柵格中，實現(xiàn)對不同尺寸巴旦木的有效篩分，柵格間隔分別為10 mm、14 mm、18 mm 和22 mm。楔形滾筒篩結(jié)構(gòu)如圖5所示。

圖5 楔形滾筒篩結(jié)構(gòu)示意圖Fig.5 Wedge drum screen structure diagram

4.2 破殼輥的設計與受力分析

4.2.1 破殼輥的設計

破殼輥是一種專門用于巴旦木破殼的裝置，是破殼裝置的主要結(jié)構(gòu)，其作用是將巴旦木的殼和仁進行分離。破殼輥的關鍵因素包括破殼速度、破殼間隙、破殼體的選擇[5]。破殼輥通常為一對，具有多個凹槽，并采用偏心輪結(jié)構(gòu)。破殼輥總體參數(shù)：長度520 mm，偏心輪近轂半徑30 mm，遠轂半徑35 mm。破殼輥動力由電機提供，即電機輸出軸通過皮帶傳動導入破殼輥驅(qū)動軸，再從破殼輥驅(qū)動軸由皮帶輪傳導分配至破殼輥從動軸，最后由其兩端的正齒輪驅(qū)動破殼輥工作。新疆農(nóng)業(yè)科學院農(nóng)業(yè)機械化研究院的阿依木妮莎?拜克熱等也進行了試驗，在不同的裂殼輥速度下，各取100 粒巴旦木進行破殼[6]。結(jié)合實驗數(shù)據(jù)和本機器的情況，本設計設定的破殼輥的轉(zhuǎn)速為400 r/min。破殼輥的結(jié)構(gòu)如圖6所示。

圖6 破殼輥結(jié)構(gòu)示意圖Fig.6 Structure diagram of shell breaking roller

4.2.2 破殼受力分析

破殼裝置在工作區(qū)域內(nèi)，巴旦木受到自身重力F和破殼輥給予的正壓力N1、N2及摩擦力F1、F2的作用，其中破殼輥產(chǎn)生的正壓力和摩擦力是實現(xiàn)巴旦木破殼的主要力。A1、A2、a1、a2是巴旦木擠壓破殼的起始點與破殼輥中心的連線所構(gòu)成的角度，破殼角度越大，巴旦木所受的破殼力就越大，越容易產(chǎn)生破裂。此時：

式中：μ為巴旦木與破殼輥間的摩擦系數(shù)；φ為巴旦木與破殼輥間的夾角。

要使巴旦木能順利進入破殼間隙，豎直方向必須滿足如下條件：

由于巴旦木的質(zhì)量遠小于自身受到的力，即：

將式（1）、式（2）代入式（4）中，得到：α<φ，即要實現(xiàn)巴旦木破殼必須滿足破殼角小于摩擦角。

對巴旦木進行破殼時，N1、N2、F1、F2水平方向分力對巴旦木進行擠壓，N1、N2、F1、F2豎直方向分力對巴旦木進行剪切。這種力會使裂紋進一步擴大，碎殼間發(fā)生相對錯動和滑移，從而實現(xiàn)巴旦木的碾搓擠壓破殼。巴旦木受力分析如圖7所示。

圖7 巴旦木受力分析示意圖Fig.7 Force analysis diagram of Prunus dulcis

4.3 帶式輸送機的設計

4.3.1 帶式輸送機的主要結(jié)構(gòu)和工作原理

帶式輸送機是運輸物料的工具，已在礦山生產(chǎn)中廣泛應用[7]，主要由輸送帶、機架、傳動機構(gòu)、滾筒等部分構(gòu)成，其中輸送皮帶主要包括傳動機構(gòu)、中間框架和空轉(zhuǎn)齒輪等。在傳動機構(gòu)工作時，通過轉(zhuǎn)動軸線運轉(zhuǎn)帶動空轉(zhuǎn)齒輪運轉(zhuǎn)，空轉(zhuǎn)齒輪利用摩擦帶動輸送機環(huán)形轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)輸送。帶式輸送機結(jié)構(gòu)如圖8所示。

圖8 帶式輸送機結(jié)構(gòu)示意圖Fig.8 Belt conveyor structure diagram

4.3.2 帶式輸送機的主要參數(shù)設計

帶式輸送機的輸送速率與輸送帶的寬度B和輸送帶的線速度V有關，但考慮到在輸送帶末端能夠?qū)偷┠練と饰锪蠏伻胝駝雍Y上方的進料斗中，且傳送帶速度V與其傳動軸轉(zhuǎn)速n關系密切，故將V作為重要設計參數(shù)。巴旦木殼仁物料脫離輸送帶時的平拋運動如圖9所示。

圖9 巴旦木殼仁物料平拋運動示意圖Fig.9 Horizontal throwing motion diagram of shelland kernel material of Prunus dulcis

本研究設計的巴旦木殼仁物料拋出點與進料斗的水平距離為25 mm，進料斗口寬200 mm，豎直方向上輸送帶頂面和進料斗頂部相距140 mm，設巴旦木殼仁物料下落的時間為t1，則計算公式為：

由式（5）可得，巴旦木平拋運動時下落所用的最大時間t1為0.12 s。

設巴旦木平拋運動時下落水平速度為Vx1，則計算公式為：

由式（6）可計算出巴旦木平拋運動時下落水平速度須在0.2～1.87 m/s，帶式輸送機帶速宜選用0.80、1.00、1.25、1.60、2.00、2.50、3.15、4.00、5.00、6.30、7.10 m/s的速度系列[8]，取系列數(shù)1.6 m/s，取帶式輸送機轉(zhuǎn)速為570 r/min。為保證巴旦木殼仁物料落到輸送帶能夠及時輸送至進料斗中，將輸送帶寬度設計為1 065 mm。

4.4 振動篩的設計

振動篩是一種常見的工業(yè)、礦山等行業(yè)中用于物料篩分、洗滌、分級、脫水和脫媒的設備，其篩分技術(shù)的等級與質(zhì)量對生產(chǎn)效率、效果和成本有著重要影響。振動篩主要由篩箱、曲柄連桿、驅(qū)動等機構(gòu)組成，具體結(jié)構(gòu)如圖10 所示。工作原理為：由馬達通過皮帶輪帶動篩帶輪旋轉(zhuǎn)，再由篩帶輪帶動曲柄連桿機構(gòu)移動，從而使篩子產(chǎn)生震動。物料在篩面前后擺動，通過調(diào)整振動篩的傾斜角度實現(xiàn)粒度分離。分離出來的物料落入下方的卸料盤，完成整個篩分過程。

振動機械的工作在平面上，一般可通過以下幾種振動方式來實現(xiàn)：圓形振動、橢圓形振動、簡諧線性振動和非簡諧線性振動。借助以上的振動，當振動機采用不同的運動參數(shù)時，物料可以沿著工作面移動。物料在同一工作面上可以有不同形式的運動：向前滑動、相對運動、拋擲運動和反向滑動。

拋擲指數(shù)KV，一般情況下，振動篩拋擲指數(shù)一般為KV=3～5，本文拋擲指數(shù)取KV=4。

振動強度K，振動強度K的選取主要受硬度和強度的影響，目前機械強度K取值通常在3～8，而振動篩取值一般為3～6。本設計原則為K=4。

篩面傾角α，對于振動篩一般取15°～20°。本文振動篩取20°。

篩箱的振幅A，是篩子選型時的一項關鍵參數(shù)，其值應該合理，以保證物料完全分層，有利于篩選，防止堵塞。通常為3～6 mm，本設計選擇5 mm。

振動篩轉(zhuǎn)速n，按照和所確定的A值可以求解出轉(zhuǎn)速值。計算公式如下：

振動強度的計算公式為：

篩子的實際強度：KS=3.77 ≤K；即振動篩轉(zhuǎn)速和振幅分別為：A＝5 mm，n＝712 r/min。

物料的運動速度、振動篩的物料運動速度計算公式如下：

式中：取修正系數(shù)K0≈0.1，得出：

振動篩主要性能參數(shù)如表2所示。

表2 振動篩主要性能參數(shù)Tab.2 Main performance parameters of vibrating screen

4.5 風機的選擇

根據(jù)巴旦木去殼機的工作性能和使用要求，綜合設計分析，考慮風機的安裝位置、使用性能、外形尺寸、設備質(zhì)量和銷售價格等因素，本次設計選用CX-75S 和CX-75 型號風機，功率分別為0.4 kW 和0.75 kW，電壓為380 V，額定壓力分別為1.3 kPa和1.9 kPa。風機的重要參數(shù)如表3所示。

表3 風機的重要參數(shù)Tab.3 Important parameters of the fan

5 新型巴旦木殼仁分選除雜機軸的設計

5.1 破殼輥驅(qū)動軸的材料及選擇

軸心材料包括合金鋼、球狀石墨鑄鐵和碳鋼。合金鋼具有更好的特點，但有一些缺點，價格也較高，且在設計合金鋼軸時，需要留意減少結(jié)構(gòu)中的應力集中和表面粗糙度，確保軸的穩(wěn)定性和安全性[9]；而碳鋼則對應力集中的敏感度較低，與合金鋼的彈性系數(shù)也相同，價格相對低廉，適用于高溫、低溫、小質(zhì)量、小尺寸或腐蝕性介質(zhì)的軸[10]。碳鋼型號各種各樣，其中45#鋼質(zhì)量較好。因此，本設計的破殼輥傳動軸采用45#鋼，毛坯直徑≤200 mm，硬度217～255 HB。

5.2 軸徑的確定

根據(jù)《機械設計（第十版）》表15-3，取A0=103，得出dmin=17.51 mm，選取d1=18 mm。

根據(jù)軸承的尺寸和破殼輥以及齒輪的尺寸，選取d2=20 mm，d3=25 mm，d4=20mm，d5=18mm，l1=35 mm，l2=60 mm，l3=554 mm，l4=35 mm，l5=20 mm。

5.3 破殼輥驅(qū)動軸的受力分析與校核

主動軸傳遞的扭矩為：

式中：P為傳遞功率，2.2 kW；n為破殼輥轉(zhuǎn)速，400 r/min。

帶入公式可得：

軸的受力分析：水平面的受力分析得F1=436 N，垂直面的受力分析得F2=1 013 N。

軸的水平彎矩：

垂直彎矩：

合成彎矩：

根據(jù)彎曲和扭轉(zhuǎn)組合強度條件，對軸的強度進行校核。

根據(jù)下列公式，取α=0.6，則有：

式中：σca為軸的計算應力，MPa；Mca為軸所受的彎矩，N·m；T為軸所受的扭矩，N·m；W為軸的抗彎截面系數(shù)，mm3。

由此可見σca<[σ-1]=60 MPa，所以主動軸安全，符合要求。軸的受力分析與校核參數(shù)如表4所示。

表4 軸的受力分析與校核參數(shù)Tab.4 Force analysis and checking parameters of shaft

6 基于Simulation 對破殼輥靜力學性能進行分析

根據(jù)本文設計分析關鍵部件，在SolidWorks軟件中對該巴旦木殼仁分選除雜機的重要機構(gòu)進行三維建模，并經(jīng)過校核檢驗，證明各項結(jié)構(gòu)參數(shù)符合設計要求。為了進一步分析該裝置的靜力學性能，本文在SolidWorks-Simulation 中搭建了仿真分析平臺，并選擇適當?shù)牟牧稀ζ茪ぽ佭M行網(wǎng)格化處理，即將其模型分解為有限個單元，通過計算這些單元之間的受力形變情況，得到破殼輥受到外載荷后的應變情況。運行仿真算例后，可以顯示出破殼輥在該載荷下的應變情況和應力分布情況。結(jié)果表明，破殼輥在受到該載荷后最大的應力出現(xiàn)在破殼輥離軸心最遠段處，但沒有超過材料的屈服力。此外，Simulation 還計算安全系數(shù)分析。根據(jù)計算結(jié)果得出網(wǎng)格化處理，相應應力及位移如圖11所示。

圖11 破殼輥的應力分布情況和位移分析圖Fig.11 Stress distribution and displacement analysis diagram of shell breaking roller

結(jié)果表明，破殼輥在受到該載荷后最大的應力出現(xiàn)在破殼輥離軸心最遠端處。破殼輥的最大應力為5.06 MPa，最大位移量為1.5 mm，滿足了材料強度的要求。經(jīng)校核零部件無干涉影響，驗證了設計、選材的合理性。

7 結(jié)語

傳統(tǒng)的分選除雜裝置存在著技術(shù)問題，影響了設備使用的效率和質(zhì)量。本文設計了一種新型的巴旦木殼仁分選除雜機，使用后不僅破殼率達到了89%，果仁損失率下降，分選率提高，還減輕了人工操作的難度和勞動強度。本文完成了樣機的三維建模和主體結(jié)構(gòu)原理分析，并對關鍵零部件進行了仿真分析。結(jié)果表明，選用的材料符合工作強度要求，為巴旦木產(chǎn)業(yè)提供了有力支持，能夠提高分選效率和質(zhì)量，降低生產(chǎn)成本和人力投入，具有廣闊的應用前景和市場空間。