對蝦剝殼前帶式揉搓預處理裝置的設計與試驗研究

蘇月峰，張秀花，弋景剛，王澤河，楊淑華

（河北農業(yè)大學 機電工程學院，河北 保定 071001）

中國蝦產量位居世界前列［1］，2019 年中國對蝦養(yǎng)殖量約為181.5 萬t，捕撈量約為21.5 萬t［2］。其中出口蝦產品中蝦仁超過50 %［3］，但新鮮對蝦剝殼困難，一般需要預處理手段破壞殼肉間的連接蛋白，否則易導致蝦肉撕裂破損，蝦仁感觀質量下降，蝦殼碎裂，后續(xù)清雜分選工作量大等。因此對蝦剝殼預處理工藝成為制約機械化剝殼的瓶頸［4］。

預處理技術不僅能提高對蝦剝殼效率，也能降低蝦仁損失，提高蝦仁品質。近些年來國內外在該領域做了大量研究，如高壓、生物酶、超聲波及微波［5-7］等。這些新興技術都對剝殼有促進作用，但仍處于研究階段未獲得規(guī)模性生產應用。目前常用的技術為冷凍處理［8］和鹽鹵處理［9］，其技術成熟，但有文獻［10］證明處理后存在著降低貨架期、處理周期長、影響顏色和咀嚼性等問題。

機械式揉搓預處理是1 種通過外力削弱殼肉之間的連接，具有綠色、高效、無污染的特點，符合現代化食品加工理念，近年來獲得了業(yè)內關注［11-16］。有張進疆等設計的1 種輥軸式蝦剝殼機［11］，蘇月峰等設計的1 種揉搓裝置［12］，包玲義等設計的滾軸式自動剝蝦機［13］，美國Fernand 設計的對蝦壓緊剝殼裝置［14］等，都是在剝殼機的剝殼通道內增設揉搓機構來實現對蝦殼肉分離。丁義虎等［15］設計的全自動蝦剝殼機，采用多個剝殼單元的上踩件上下往復踩壓揉搓，上往復輥的不斷往復翻轉，形成的撞擊和揉搓運動來促使對蝦的殼肉分離，該機構也是安裝在輥軸式剝殼機上的輔助機構。蘇月峰等設計的揉搓脫殼裝置［16］，采用上下兩弧形磨盤搓碾的揉搓方式來實現對蝦的殼肉松脫，該機構為獨立式揉搓裝置。

傳統(tǒng)冷凍、鹽鹵都能夠不同程度地破壞對蝦殼肉連接的蛋白物質，也不同程度地改變了蝦肉品質。機械揉搓的微幅多次作用可以弱化殼肉連接，且高效綠色，是對蝦剝殼預處理的發(fā)展趨勢。本研究設計了對蝦剝殼前帶式揉搓預處理裝置，通過運動和受力分析確定關鍵部件的設計參數，通過試驗驗證對蝦揉搓促剝性能，為對蝦剝殼預處理工藝提供技術支持。

1 總體結構及工作原理

1.1 總體結構

剝殼前帶式揉搓預處理裝置（下簡稱為“揉搓裝置”）如圖1-a 所示，主要由喂料機構、揉搓機構和機架組成，揉搓機構由揉搓帶、滾筒、傳動系統(tǒng)、出料斗組成。喂料機構通過傳送帶完成上料。揉搓裝置為雙驅動設計，一個驅動通過主軸帶動滾筒轉動，另一個驅動通過支撐架帶動揉搓帶圍繞滾筒做公轉運動，揉搓帶被2 根揉搓軸張緊，圍繞著滾筒做公轉的同時又自轉。揉搓軸的自轉通過傳動系統(tǒng)的齒輪嚙合來實現，其齒輪嚙合關系如圖1-b 所示，齒輪1、2、2′及3 依次嚙合連接，齒輪1 與滾筒同軸固連，齒輪2 和2′同軸固連的同時又被安裝在支撐架上，齒輪3 與揉搓軸下軸同軸固連。壓軌固定在機架上，出料斗固定在機架上。蝦體表面較滑，因此接觸面采用食品級硅膠材料。該揉搓裝置的主要特點為，可實現逐只揉搓，不重不漏，揉搓壓力、距離及方向可調，且機構簡單。

1.2 工作原理

揉搓裝置原理如圖1-b 所示，主要分為3 個階段，即上料、揉搓及出料。工作過程如下：（1）作業(yè)時，由喂料機構將蝦送入上料區(qū)，落在揉搓帶和滾動的夾角處，完成上料。（2）隨支撐架的轉動，進入揉搓區(qū)。首先揉搓軸上軸進入壓軌，壓軌對揉搓軸上軸產生擠壓力，擠壓力傳遞給揉搓帶，揉搓帶對蝦體產生擠壓。揉搓帶與滾筒發(fā)生相對運動實現對蝦體的揉搓。在揉搓軸上軸到達到壓軌盡頭時完成揉搓工作。（3）到達出料區(qū)，此時失去壓軌的擠壓，揉搓帶也失去對蝦體的擠壓，進而在重力和離心力的作用下脫離揉搓位，實現卸料，隨后落入出料斗完成整個揉搓工作。

通過調節(jié)兩揉搓軸之間張緊裝置的張緊距離，實現對揉搓壓力的調控；揉搓帶與滾筒壁的相對公轉運動距離即是對蝦的揉搓距離，因此控制相對公轉距離即可調節(jié)揉搓距離；揉搓帶的公轉速度固定，當滾筒的速度小于揉搓帶的公轉速度時蝦體被順時針揉搓，如圖2 所示，當滾筒速度大于揉搓帶公轉速度時，蝦體逆時針轉動，因此通過控制相對速度的大小可以實現揉搓方向的調節(jié)。通過這一系列的運動實現對蝦體揉搓壓力、距離、方向等參數的可調控。

圖2 揉搓運動示意圖Fig.2 Schematic diagram of kneading movement

在上料、揉搓及出料的整個過程中揉搓帶的自轉速度與滾筒壁的速度大小相同，方向相反，這是保證蝦體不脫揉的主要因素。

2 關鍵部件設計與參數確定

2.1 滾筒的設計及參數確定。

由預實驗知，在揉搓速度超過0.55 m/s 時蝦體易與接觸面材料（食品級硅膠材料）發(fā)生滑動，結合對蝦剝殼工段的速度［8］（0.10～0.30 m/s 之間），揉搓速度定為0.15 m/s。在預實驗中揉搓蝦體滾動距離為35 cm 時揉搓效果較好。

由工作原理知，揉搓裝置的運動形式為，揉搓帶的公轉速度Vd恒定，滾筒的速度Vg變化。

揉搓速度（即相對速度）ΔV=Vd-Vg=0.15 m/s，蝦體滾動距離L相對= 35 cm，由速度關系有:

其中t為揉搓時間，s。

為上料區(qū)和出料區(qū)易于上下料考慮，給定壓軌的正壓弧度（揉搓區(qū)）為β=4π/9，如圖2-a 所示，由幾何關系：

其中R為滾筒半徑，L絕對為弧長，

由速度關系又有：

整理上述方程得：

當揉搓帶的公轉速度Vd過大時，會不易上料，參考對蝦其他加工工段的上料速度［17］定公轉速度Vd=0.3 m/s，通過上述Vd與R的數值關系，代入Vd計算得到R=0.501 m，給定滾筒半徑0.5 m。

2.2 傳動部件的設計及參數確定

根據原理圖1-b 各齒輪傳動關系，畫出齒輪的機構運動簡圖如圖3-a，考慮到本傳動輪系是自由度為2（雙驅動）的差動周轉輪系，采用轉化機構法，將行星架H設為鎖定狀態(tài)，轉化為定軸輪系，如圖3-b 所示，這樣便可以應用定軸輪系的計算方法。根據齒輪疲勞強度選取齒輪模數m=2.5 mm。傳動比公式為：

根據各個齒輪的嚙合關系和工況要求，各個齒輪的半徑（分度圓半徑，下同）應該滿足如下要求：

其中d為揉搓帶軸與滾筒的最近距離，該距離參考蝦體的直徑設d=12 mm。又由線速度和半徑的關系式V=ωR，由前文得知，滾筒和揉搓帶軸的線速度相等有：

其中R滾筒為滾筒半徑，為500 mm，R帶軸為揉搓帶軸的半徑，為8 mm。又由機構連接關系知ω1=ω滾筒，ω3=ω帶自轉。

通過傳動比關系，可知:

揉搓帶是被2 根揉搓軸支撐，設計2 個揉搓帶軸的軸心距為40 mm，為了防止揉搓軸上軸和揉搓軸下軸干涉的問題，設置齒輪3 的分度圓半徑R3=15 mm，由d=mz可知z3=12 mm。

在齒輪的設計中齒輪2 與齒輪2′的半徑存在R2>R2′的關系，考慮到R2較小但是過小又會影響軸套的強度，因此應該先考慮齒輪2 的半徑，設計齒輪2 的半徑R2=20 mm,易知z2=16。

帶入上述公式，得出z1z2'=12 000，設z1'=30,可得z2'=400。將數據回帶式驗證成立，結果可信。因此得出各齒輪參數如下：

2.3 關鍵受力部件的有限元分析

2.3.1 揉搓部件的受力分析 為優(yōu)化揉搓部件的受力參數，應基于蝦體的受力要求對揉搓部件進行受力分析。做受力圖如圖4 所示。揉搓帶理想的下壓狀態(tài)為揉搓帶在蝦體擠壓下到達兩揉搓軸連線中點N，ΔMNO2為∠Q2為直角的三角形，MO2為r，θ為∠O2NM。對N 點進行受力分析有如下關系：

圖4 揉搓部件截面受力圖Fig.4 Force diagram of the rolled part

由預實驗知每只蝦受力約為12 N，而FN為x只蝦的壓力，即FN=12x，F帶為揉搓帶的拉力。

其中MN 為揉搓帶揉搓面長度一半20 mm，r為揉搓軸的半徑8 mm，計算得sinθ=0.37, cosθ=0.93。

對O2進行受力分析有：

聯(lián)立上述方程可得：F支=31x。

揉搓軸徑向受力如圖5，其主要受揉搓帶的拉力F帶，支撐簧的支撐力F簧。其中l(wèi)為總長，c為揉搓帶寬，a為F簧到軸端的距離0.05 m，b為F簧到F帶的距離0.07 m。根據上述分析可知F支=2F簧=F帶=31x。

實測蝦腹節(jié)約長0.06 m，因此揉搓帶寬c=0.06x。由圖5 的幾何關系有：

圖5 揉搓軸受力示意圖Fig.5 Force diagram of kneading shaft

代入數據計算得：l=0.06x+0.24，將其代入公式（10）得：

由于l與揉搓效率有關，根據剝殼效率設置［8］，揉搓效率大于800 kg/h，所設計裝置揉搓帶為18 個，揉搓公轉速度V為0.3 m/s，因此有：

其中m為去頭蝦重量0.006 kg，r為滾筒半徑0.5 m，代入關系式得出80.72 m。設計l為1.0 m，F帶=392 N，F簧=196 N。

2.3.2 揉搓軸有限元分析

（1）前處理

利用SolidWorks 根據上述數據軟件建立揉搓軸模型，并導入進Workbench,利用該軟件進行靜力學分析。在材料庫中設置材料屬性彈性模量為166.6 Gpa，泊松比為0.3，密度為7 850 kg/m3，屈服強度為236.8 MPa。劃分網格后得到節(jié)點數為5.437 9×104，有限單元體個數為2.574 6×104。

由上述受力分析結合圖5，在距離軸端頭5 ～7 cm 的軸面處添加F簧=196 N，在距離軸端頭大于12 cm 的軸面處添加反向力F帶=392 N。在揉搓軸的兩端添加軸承約束，由前文計算可知揉搓軸自轉轉速約為19 rad/s，添加載荷如圖6 所示。

圖6 揉搓軸施加約束和載荷的有限元模型Fig.6 Finite element model of constraint and load applied to rolling shaft

2）分析結果

求解后得到等效應力分布云圖如圖7 所示，從圖7 可知，揉搓軸的最大應力值為181.08 Mpa，發(fā)生在揉搓軸的兩端支撐簧處，小于材料的屈服強度236.8 Mpa；形變云圖如圖8，其最大位移為1.58 mm，發(fā)生在揉搓軸的中間位置，因此在允許的變形范圍內。一階振型圖見圖9，一階模態(tài)頻率為83.27 Hz，最大變形量為41.64 mm，發(fā)生在揉搓軸中間位置，揉搓軸轉動角速度為19 rad/s，由f=ω/2π 知揉搓軸的頻率為3.02 Hz，因此不會產生共振。

圖7 揉搓軸等效應力分布云圖Fig.7 Cloud image of equivalent stress distribution of rolling axis

圖8 揉搓軸形變云圖Fig.8 Shaft deformation nephogram

圖9 揉搓軸一階振型圖Fig.9 First order mode diagram of rolling shaft

2.3.3 支撐架的有限元分析 支撐架是各個揉搓帶、揉搓軸及齒輪的支撐和傳動部件，其受力與變形直接影響對蝦揉搓性能的好壞，故需對其強度（應力）、剛度（變形）和振動穩(wěn)定性（振型）進行分析。支撐架三維模型如圖10 所示，關鍵幾何參如表1 所示。

圖10 支撐架三維圖Fig.10 Support frame

表1 支撐架幾何參數Table 1 Geometric parameters of support frame

支撐架的厚度過大易造成材料浪費、啟動困難，過薄又影響強度、剛度和振動穩(wěn)定性，因此對其厚度進行優(yōu)化十分必要。

（1）模型的建立與前處理

利用SolidWorks 根據表1 數據建立支撐架模型其厚度分別設置為4、6、8 mm，再導入進Workbench,利用該軟件進行靜力學分析。在材料庫中設置材料屬性彈性模量為166.6 Gpa，泊松比為0.3，密度為7 850 kg/m3，屈服強度為236.8 Mpa。劃分網格數如表2 所示。

表2 網格劃分參數Table 2 Grid partitioning parameters

其主要受力為，對揉搓軸的支撐力、對齒輪的支撐力，和轉動扭矩。在SolidWorks 中添加各材料屬性后，可知每個揉搓帶、揉搓軸及張緊簧等組成的揉搓單元的壓力為23.5 N，齒輪對支撐架的壓力為12.88 N。為安全考慮在有限元分析中設置揉搓單元的壓力為35 N，齒輪的壓力為15 N。

由實際工況知支撐架帶動揉搓帶做公轉運動，考慮到會有扭矩加載到支撐架上，因此在有限元分析中在圓心上添加50 N·m 的扭矩。通過計算可知支撐架的轉速為18 r/min。綜上所述添加載荷如圖11所示。

圖11 支撐架施加約束的有限元模型Fig.11 Finite element model of support frame with constraint

（2）分析結果

求解后得到各個厚度的支撐架應力和形變量如表3 所示。支撐架厚度為6 mm 時的等效應力云圖如圖11 所示，最大應力值為67.73 Mpa，小于材料的屈服強度236.8 Mpa，發(fā)生在支撐架的軸心部位。位移云圖如圖12 所示。

圖12 支撐架等效應力云圖Fig.12 Equivalent stress nephogram of support frame

其最大位移為2.75 mm，發(fā)生在支撐架的圓周邊緣上端，沿軸向方向（圖13）。由表3 數據可知在4、6、8 mm 的支撐架最大應力均未超過材料屈服應力236.8 Mpa，各厚變形量分別為7.65、2.75、1.12 mm，綜合分析后，選取6 mm 的厚度的支撐架。

表3 試驗結果Table 3 Test results

圖13 支撐架形變云圖Fig.13 Deformation cloud image of support frame

對6 mm 厚的支撐架進行模態(tài)分析，其一階振型圖如圖14，一階模態(tài)頻率為17.12 Hz，最大變形量為9.12 mm，發(fā)生在圓周邊緣。支撐架帶動揉搓軸公轉速度為0.3 m/s，因此可知支撐架轉動角速度為0.6 rad/s，由f=ω/2π 知支撐架的頻率為0.095 Hz，因此不會產生共振。

圖14 支撐架一階振型圖Fig.14 The first mode diagram of the support frame

3 揉搓性能的試驗驗證

揉搓階段是通過揉搓帶和滾筒通過發(fā)生相對運動來實現對蝦體的揉搓作業(yè)，如圖15。由前文知滾筒的直徑為1 m，而揉搓帶的兩帶軸間距只有0.04 m，兩者相差很大，滾筒弧面相較于揉搓帶近乎平面。因此制造試驗裝置如圖16 所示，該裝置通過推動手柄使摩擦輪與機架上的橡膠板摩擦轉動，通過各齒輪的嚙合將動力傳動到揉搓帶，使揉搓帶發(fā)生與橡膠板相反的運動進而完成揉搓工作，進而驗證該揉搓原理的可行性，并探究可能遇見的新問題，為揉搓裝置的制造提供技術支持。

圖15 揉搓裝置關鍵部件圖Fig. 15 Core diagram of the kneading device

圖16 試驗裝置16 Test prototype

3.1 試驗材料準備

主要儀器設備：蝦盛放容器，供氧機；計時器；冰塊；吸水紙巾；剪刀；試驗裝置。

試驗材料為采購于河北景縣水產市場的為分級后的鮮活南美白對蝦。試驗前將蝦放在新鮮海水中并有氧氣機進行供氧，以保證其鮮活特性，根據水產品抽樣方法（SCT 3016—2004）選取對蝦，每組蝦20 只。

通過觀測揉搓成功率及剝殼效果，進而驗證所設計裝置的原理是否可行。為驗證變換揉搓方向對本機性能的影響，設置2 組試驗，即單向揉搓蝦體滾動35 cm、正反雙向揉搓蝦體滾動35 cm（正反雙向揉搓為正反向各揉搓蝦體滾動17.5 cm）。觀測指標揉搓成功率為：成功揉搓的只數比總揉搓只數。成功揉搓定義為在揉搓的過程中不發(fā)生脫揉，一次揉搓成功的情況；剝殼效果，其本質為，判斷揉搓對剝殼的促進效果，因此統(tǒng)計揉搓后對蝦的剝殼時間作為依據。本試驗所有剝殼均為同一人完成，且經過統(tǒng)一的剝殼手法培訓［3,4］。每組20 只蝦，分別進行3 次試驗，并設置對照組。

試驗步驟為：選取20 只對蝦放在冰水混合物中處理15 min（使蝦產生昏厥）、對完整對蝦進行擦干后去頭、進行揉搓試驗、記錄揉搓過程中成功揉搓的個數，每組揉搓完成后由同一人進行剝殼并計時。

3.2 試驗結果

試驗結果如表4 所示，處理后對蝦效果圖如圖17 所示。

表4 試驗結果Table 4 Test results

圖17 處理后的對蝦Fig.17 Treated prawns

從揉搓成功率看，單向揉搓和正反雙向揉搓的成功率分別為93.3 %、91.6 %，揉搓成功率均較高，揉搓方向的變化會降低揉搓成功率，但影響較小，總體可以說明所預期的揉搓運動可以實現。從剝殼時間來看，單向揉搓的平均剝殼時間為8.20 min，正反雙向揉搓的平均剝殼時間為7.37 min，對照組剝殼時間為16.33 min。即單向揉搓較對照組節(jié)省了剝殼時間49.6 %，正反揉搓節(jié)省了54.7 %，正反雙向揉搓較單向揉搓節(jié)省了5.1 %。說明通過帶式揉搓裝置處理后，蝦體具有良好的促剝效果，且總揉搓距離相同的情況下正反雙向揉搓促剝殼效果更佳。綜上所述，帶式揉搓預處理裝置具有良好的揉搓促剝性能，正反揉搓工藝合理。

4 結論

（1）設計了對蝦剝殼前帶式揉搓預處理裝置，并闡述了工作原理及各部件連接關系。該裝置具有揉搓距離、揉搓壓力、揉搓方向可調，可逐只揉搓等優(yōu)點。

（2）通過對揉搓運動的分析確定了滾筒的半徑為0.5 m。根據揉搓帶與滾筒的運動關系，確定了傳動系統(tǒng)各個齒輪的傳動比及齒輪齒數。通過對揉搓部件的受力分析確定了揉搓軸的受力。并通過ANSYS Workbench 軟件對關鍵受力部件進行強度、剛度和振動穩(wěn)定性分析，優(yōu)化了結構參數。

（3）通過試驗對剝殼前帶式揉搓預處理裝置進行性能試驗，結果表明，揉搓成功率為91.6 %～93.3 %。正反雙向揉搓鮮活對蝦的平均剝殼時間為7.37 min，較對照組節(jié)省了剝殼時間54.7 %。說明通過帶式揉搓裝置處理后，蝦體具有良好的促剝效果，且總揉搓距離相同的情況下正反雙向揉搓促剝殼效果更佳，所設計揉搓帶揉搓工藝合理?？蔀閷ξr剝殼預處理設備的研制提供理論依據。