基于ANSYS Workbench的方捆機刀架靜力學(xué)與模態(tài)分析*

王俊躍，戴曉軍，王聰偉，鮑志亮，高磊，張平

(1.中國農(nóng)業(yè)機械化科學(xué)研究院呼和浩特分院有限公司，呼和浩特市，010010；2.內(nèi)蒙古農(nóng)業(yè)大學(xué)機電工程學(xué)院，呼和浩特市，010018)

0 引言

隨著我國農(nóng)牧業(yè)快速發(fā)展，秸稈產(chǎn)量不斷增大，農(nóng)作物收獲后的秸稈普遍留在田間，而秸稈作為農(nóng)作物生長過程中形成的可利用生物資源，可用作飼料、燃料、造紙等工農(nóng)業(yè)領(lǐng)域的原材料，具有較高的利用價值。但是由于秸稈分散、收儲運輸困難等特點，導(dǎo)致我國的秸稈利用率總體較低，嚴(yán)重制約了秸稈的大規(guī)模利用。目前我國多采用成捆的收獲方式，將秸稈打捆收獲離田后對其進行再利用，是一種高效、低成本的回收利用方式[1]，通過種方式極大的節(jié)約了勞動成本，提高了生產(chǎn)效率，改善了我國農(nóng)牧民的生活水平[2]。秸稈切割揉碎方捆機是成捆收獲方式中的核心設(shè)備，該設(shè)備可對站立、平鋪或散狀的秸稈進行切割、揉搓壓制成方形秸稈草捆，實現(xiàn)秸稈撿拾、揉搓、打捆一體化技術(shù)的融合，為秸稈資源利用提供技術(shù)保障。

切割揉碎裝置中的刀架是秸稈切割揉碎方捆機的重要組成部件，其剛度、強度及動力學(xué)特性對整機作業(yè)有著重要的影響。當(dāng)?shù)都艿妮d荷超過其自身材料的強度極限時就會發(fā)生形變甚至斷裂，導(dǎo)致作業(yè)過程中產(chǎn)生安全隱患；若刀架的固有頻率與拖拉機產(chǎn)生的激勵頻率在同一范圍內(nèi)，則會引起共振，破壞刀架的結(jié)構(gòu)[3-6]。若秸稈切割揉碎方捆機在作業(yè)時，刀架發(fā)生上述破壞，可能會造成經(jīng)濟損失和工作人員受傷。因此需要對刀架的靜力學(xué)和動力學(xué)特性進行分析，避免作業(yè)過程中因結(jié)構(gòu)破壞而引起安全問題。

本文通過SolidWorks軟件對秸稈切割揉碎方捆機進行三維建模，對切割揉碎裝置中的刀架進行結(jié)構(gòu)簡化和網(wǎng)格劃分，通過ANSYS Workbench軟件對刀架進行有限元分析，并通過田間試驗驗證分析結(jié)果的可靠性。分析和試驗結(jié)果可以對切割揉碎裝置中的刀架的設(shè)計和優(yōu)化提供支持。

1 秸稈切割揉碎方捆機結(jié)構(gòu)與工作原理

1.1 秸稈切割揉碎方捆機的整體結(jié)構(gòu)

利用Solidworks軟件建立秸稈切割揉碎方捆機的三維模型，其結(jié)構(gòu)和組成如圖1所示。秸稈切割揉碎方捆機主要由壓捆裝置、切割揉碎裝置、機架、齒輪箱、傳動軸、牽引架等零部件組成。其中切割揉碎裝置主要由刀架、旋轉(zhuǎn)刀輥、甩刀、定刀等組成，其結(jié)構(gòu)和組成如圖2所示。甩刀鉸接在旋轉(zhuǎn)刀輥上，旋轉(zhuǎn)刀輥通過調(diào)心軸承與刀架左右側(cè)板連接，定刀焊接在刀架上的定刀板內(nèi)側(cè)，切割揉碎裝置通過刀架上的浮動連接板與秸稈切割揉碎方捆機的機架柔性連接。

圖1 秸稈切割揉碎方捆機結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure diagram of straw cutting and crushing square baler1.傳動軸 2.齒輪箱 3.機架 4.切割揉碎裝置 5.壓捆裝置 6.牽引架

圖2 切割揉碎裝置結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Structure diagram of cutting and crushing device1.定刀 2.左側(cè)板 3.定刀板 4.浮動連接板 5.刀架 6.旋轉(zhuǎn)刀輥 7.右側(cè)板 8.甩刀

1.2 工作原理

秸稈切割揉碎方捆機是農(nóng)作物秸稈成捆收獲機械，主要用于田間各種農(nóng)作物秸稈的收獲。能將田間直立、鋪放或散狀的秸稈自動切割撿拾、破節(jié)揉碎、壓縮成形、捆扎成外形整齊規(guī)則的長方形草捆。秸稈切割揉碎方捆機由拖拉機牽引，動力通過傳動軸、齒輪箱、飛輪和鏈輪皮帶傳動裝置傳遞到各工作部件。在作業(yè)過程中，隨著拖拉機動力的輸入，切割揉碎裝置中旋轉(zhuǎn)刀輥上的甩刀與刀架定刀板上固定安裝的定刀共同作用將秸稈進行切割揉碎和拉絲。經(jīng)切割、破節(jié)、揉搓后的物料被拋向螺旋輸送器，左右對稱的螺旋輸送器將兩側(cè)物料推送到壓捆室喂入口，喂入撥叉將堆積在喂入口的物料撥入到壓捆室。在活塞的往復(fù)運動的作用下物料在壓捆室內(nèi)逐漸被壓實。當(dāng)草捆長度達到預(yù)定長度時，打捆機構(gòu)運轉(zhuǎn)啟動打結(jié)器將包絡(luò)物料的兩道捆繩打成繩結(jié)。捆扎好的物料捆在后續(xù)物料的推動下逐漸移動到壓捆室出口，經(jīng)放捆板跌落到地面，秸稈切割揉碎方捆機完成秸稈的切割撿拾、揉搓、打捆作業(yè)。

1.3 刀架的結(jié)構(gòu)設(shè)計

刀架的結(jié)構(gòu)設(shè)計必須滿足預(yù)定設(shè)計目標(biāo)，刀架作為切割揉碎裝置的載體應(yīng)該滿足以下要求：第一，滿足秸稈切割揉碎方捆機的作業(yè)要求；第二，滿足零部件的空間布置和結(jié)構(gòu)要求；第三，滿足剛度和強度等要求。

設(shè)定設(shè)計目標(biāo)后，需要對刀架的結(jié)構(gòu)型式進行選擇。本文參照市場上常見的壓捆機刀架的結(jié)構(gòu)型式，通過對其設(shè)計性、加工工藝性、以及后期的維護性等多方面的比較，最終選擇了最常見的鋼管與鋼板焊接的刀架結(jié)構(gòu)。刀架的結(jié)構(gòu)型式確定之后需要對刀架的空間布置進行設(shè)計。由于旋轉(zhuǎn)刀輥、甩刀和定刀安裝在刀架上，故設(shè)計刀架時需要參照旋轉(zhuǎn)刀輥及甩刀的運動范圍，旋轉(zhuǎn)刀輥作業(yè)時，甩刀的最大回轉(zhuǎn)直徑為530 mm，定刀與甩刀的最小距離為40 mm，如圖3所示。甩刀的運動軌跡確定了刀架側(cè)板的大體外廓形狀,刀架側(cè)板應(yīng)在盡量輕巧的前提下能包住甩刀。

圖3 甩刀運動軌跡Fig.3 Motion track of swing knives1.甩刀 2.第3組定刀 3.第2組定刀 4.第1組定刀

旋轉(zhuǎn)刀輥和甩刀對刀架的震動和受力影響較大，因此甩刀在刀輥上排列時應(yīng)避免和定刀發(fā)生干涉，并保證機具作業(yè)時不會漏割、不會重復(fù)切割、不會阻塞機具且使刀輥運轉(zhuǎn)平穩(wěn)。甩刀采用對稱螺旋線的排列方式能夠減少刀輥作業(yè)時產(chǎn)生的沖擊負載，并能有效降低刀架的振動和受力，提高機具的使用壽命。甩刀的排列方式如圖4所示。

圖4 甩刀排列方式Fig.4 Arrangement of swing knives

綜合刀輥長度2 179 mm以及農(nóng)村農(nóng)業(yè)部發(fā)布的全國通用類農(nóng)業(yè)機械中央財政資金最高補貼額選定了刀架左右側(cè)板的距離為2 235 mm。在刀架的受力集中位置焊接了加強筋，保證刀架整體的剛度和強度，刀架設(shè)計結(jié)構(gòu)如圖5所示。

圖5 刀架結(jié)構(gòu)Fig.5 Turret structure

2 刀架有限元靜力學(xué)分析

2.1 靜力學(xué)分析理論

靜力學(xué)主要用于分析靜態(tài)載荷作用下的結(jié)構(gòu)響應(yīng)，如結(jié)構(gòu)的變形、應(yīng)力以及應(yīng)變等。當(dāng)結(jié)構(gòu)受到靜態(tài)載荷的作用時，慣性和阻尼可以忽略。靜態(tài)載荷是指恒定不變的載荷、結(jié)構(gòu)處于靜力平衡狀態(tài)或隨時間變化很慢的載荷，一些恒定的慣性載荷也可以按照靜態(tài)載荷來處理。秸稈切割揉碎方捆機在作業(yè)過程中，刀架受到切割揉碎裝置的重力作用會導(dǎo)致刀架發(fā)生彎曲變形。而秸稈切割揉碎方捆機作業(yè)的田地多數(shù)都不是平整的，若秸稈切割揉碎方捆機的輪胎不在同一平面時，可能會導(dǎo)致刀架發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形。當(dāng)秸稈切割揉碎方捆機起停、轉(zhuǎn)彎和剎車時刀架可能在加速度方向受到慣性載荷，而刀架的強度剛度對整機來說又是至關(guān)重要的，因此基于有限元靜力學(xué)對刀架進行分析，可以得到刀架在靜載荷作用下的應(yīng)力、位移、變形分布情況，從而找到刀架的薄弱位置，為刀架的設(shè)計優(yōu)化提供參考。刀架產(chǎn)生的彈性變形，力與位移應(yīng)滿足如下關(guān)系[8]。

[K]·{δ}={F}

(1)

式中：[K]——系統(tǒng)結(jié)構(gòu)剛度矩陣；

{δ}——系統(tǒng)節(jié)點的位移列陣；

{F}——總載荷列陣。

2.2 建立刀架的有限元模型

刀架是切割揉碎裝置的主要承載結(jié)構(gòu)，由四根梁、定刀板和左右側(cè)板等焊接組成，對于整個切割揉碎裝置，刀架起著支撐和連接的作用，關(guān)系著整機的工作性能。刀架的有限元模型要能夠準(zhǔn)確的表達刀架的幾何形狀，正確的建立有限元模型是有限元分析的基礎(chǔ)[8]，本文將SolidWorks軟件建立的秸稈切割揉碎方捆機整機三維模型中的刀架模型提取出來，將刀架轉(zhuǎn)模型化為ANSYS Workbench軟件可以兼容的格式，并對刀架模型進行簡化，忽略對分析結(jié)果影響不大的因素，如：非關(guān)鍵位置的小孔、槽以及其他細微幾何特征。在此過程中既要保證建模的精確性，又要提高分析效率。如果在進行有限元分析時，沒有正確的簡化模型會使分析結(jié)果完全偏離了分析目的[9]，簡化后的刀架模型如圖6所示。

圖6 刀架簡化模型Fig.6 Simplified model of knife

由于秸稈切割揉碎方捆機工作時所處的田間環(huán)境相對復(fù)雜惡劣，而刀架所支撐的載荷較大，所以組成刀架的所有零件材料都選用Q345結(jié)構(gòu)鋼，并將刀架的所有零件通過焊接形成一個整體，其材料物理屬性見表1[10]。

表1 Q345結(jié)構(gòu)鋼的材料特性參數(shù)Tab.1 Material characteristic parameters of Q345 structural steel

2.3 網(wǎng)格劃分

有限元模型建立完成后，就可以對模型進行網(wǎng)格劃分，選取合適的網(wǎng)格尺寸可以保證分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，按照有限元分析的原理，模型網(wǎng)格劃分的越密，計算精度越高?？紤]到工程實際問題，網(wǎng)格劃分越密集，計算成本、求解時間和計算機的儲存空間都必然增加，且隨著網(wǎng)格數(shù)量的增加，求解精度并非是線性增長的，因此在實際計算中選擇滿足計算精度的網(wǎng)格即可，不需要一味地追求網(wǎng)格數(shù)量。將刀架簡化后的模型保存為*.x_t格式，并導(dǎo)入到ANSYS Workbench中，本文選用Automatic的方法對網(wǎng)格進行劃分，同時將網(wǎng)格單元尺寸設(shè)置為6 mm，生成1 410 267個網(wǎng)格節(jié)點，241 595個網(wǎng)格，平均網(wǎng)格質(zhì)量為0.85，并在易產(chǎn)生應(yīng)力集中的部位進行了網(wǎng)格細化，使網(wǎng)格過渡均勻。刀架網(wǎng)格劃分效果如圖7所示。

圖7 刀架網(wǎng)格劃分結(jié)果Fig.7 Results of tool post meshing

2.4 施加邊界條件

秸稈切割揉碎方捆機由拖拉機牽引作業(yè)，故作業(yè)速度較低，因此切割揉碎裝置中的刀架只考慮拖拉機的牽引力和安裝在刀架上的旋轉(zhuǎn)刀輥、甩刀、定刀、連接板等部件的作用，旋轉(zhuǎn)刀輥兩端安裝在刀架的左右兩側(cè)板的軸孔內(nèi)，甩刀按對稱螺旋平衡方式焊接在旋轉(zhuǎn)刀輥上，定刀均布焊接在定刀板內(nèi)，旋轉(zhuǎn)刀輥的力分布在刀架的左右兩側(cè)板上，其他部件載荷均布施加在刀架上。通過SolidWorks軟件的評估質(zhì)量屬性模塊可以測得旋轉(zhuǎn)刀輥以及均布在刀架上部件的總質(zhì)量859.97 kg，經(jīng)過計算可得旋轉(zhuǎn)刀輥和甩刀加載在刀架左右兩側(cè)板軸孔的總力為2 388 N，其他部件均布在刀架上的總力為3 704.4 N。刀架通過浮動連接板安裝在秸稈切割揉碎方捆機的機架上，故對浮動連接板的12個螺栓孔添加固定約束關(guān)系[11-12]。由于刀架是由各零件焊接而成，故其所有的接觸條件均設(shè)置為Bonded，刀架模型具體邊界條件的施加如圖8所示。

圖8 施加載荷及約束Fig.8 Applying loads and constraints

2.5 模型求解與結(jié)果分析

經(jīng)過ANASYS Workbench軟件的求解計算得到刀架受載后的總位移云圖如圖9所示，分析圖9可以發(fā)現(xiàn)刀架的最大位移發(fā)生在刀架的左、右側(cè)板上，其最大位移量為0.259 3 mm，由于該處是旋轉(zhuǎn)刀輥的安裝位置，受到的載荷較為集中，故出現(xiàn)了較大的變形。

圖9 總位移云圖Fig.9 Total deformation analysis cloud map

經(jīng)過計算得到的刀架的應(yīng)力云圖如圖10所示。從圖10中可以得出刀架在加載后所受到的應(yīng)力最大為54.77 MPa，出現(xiàn)在浮動連接板的根部位置，其余部位的應(yīng)力都比較低。刀架材料Q345結(jié)構(gòu)鋼的最大屈服極限強度345 MPa，為保證刀架在正常作業(yè)時不會發(fā)生疲勞失效，設(shè)置安全系數(shù)，得到的許用應(yīng)力如式(2)所示。

圖10 應(yīng)力云圖Fig.10 Stress nephogram

(2)

式中：σs——Q345結(jié)構(gòu)鋼的屈服強度；

n——安全系數(shù)，取1.5[11]。

由此可以得出刀架在加載后所受到的最大應(yīng)力54.77 MPa遠小于刀架材料取安全系數(shù)后的屈服強度230 MPa，故此刀架結(jié)構(gòu)的強度和剛度滿足設(shè)計要求。

3 刀架有限元模態(tài)分析

3.1 模態(tài)分析理論

在設(shè)計刀架時，為避免共振問題需要確定刀架的固有頻率和振型，而模態(tài)分析是結(jié)構(gòu)振動特性的數(shù)值特征，是求解固有頻率和振型的有效方法，因此在設(shè)計階段通過模態(tài)分析可以規(guī)避共振問題[13-14]。當(dāng)外界有與機械零部件固有頻率相近的激勵時，就會引起共振，其有限元模態(tài)分析的數(shù)學(xué)模型如下[15]。

(3)

式中：[M]——質(zhì)量矩陣；

[C]——阻尼矩陣；

{X}——位移矩陣。

3.2 模態(tài)分析

模態(tài)可以簡單地分為有約束的普通模態(tài)和無約束的自由模態(tài)，普通模態(tài)至少有一個約束邊界條件，而自由模態(tài)沒有任何約束邊界條件。秸稈切割揉碎方捆機的刀架通過懸掛裝置與秸稈切割方捆機的機架連接，因此在模態(tài)分析時需要在連接處施加約束。因為刀架結(jié)構(gòu)容易受到低階振動的影響，結(jié)合刀架的結(jié)構(gòu)特征，使用ANSYS Workbench分析計算刀架的前20階的模態(tài)頻率[16]，如表2所示。分析表2可以得出，前20階固有頻率范圍分布在32.64～257.83 Hz之間，刀架各階固有頻率隨階次增加而遞增，符合模態(tài)分析無阻尼振動的隨機性。

表2 刀架前20階模態(tài)固有頻率Tab.2 Natural frequencies of the first 20 modes of cutter frame

分析前6階刀架的模態(tài)振型，如圖11所示，可以得出刀架的模態(tài)振型主要是擺動、扭轉(zhuǎn)和彎曲。

(a)1階模態(tài)振型云圖

刀架1階模態(tài)振型主要為刀架左側(cè)板沿X軸的左右擺動，最大位移為3.45 mm；刀架2階模態(tài)振型主要為刀架后支撐梁沿Z軸上下擺動，最大位移為4.54 mm；刀架3階模態(tài)振型主要為刀架右側(cè)板沿Z軸上下扭轉(zhuǎn)擺動，最大位移為8.95 mm；刀架4階模態(tài)振型主要為刀架右側(cè)板沿Z軸上下扭轉(zhuǎn)擺動，最大位移為27.96 mm；刀架5階模態(tài)振型主要為刀架左側(cè)板沿Z軸左右擺動，最大位移為38.28 mm；刀架6階模態(tài)振型主要為刀架右側(cè)板沿Z軸左右擺動，最大位移為37.65 mm。刀架5階模態(tài)振型變形量最大，其頻率是88.304 Hz。刀架的固有頻率和激勵頻率滿足式(4)關(guān)系時，刀架不會發(fā)生共振[17]。

0.75ω0<ω<1.3ω0

(4)

式中：ω0——固有頻率，Hz；

ω——激勵頻率，Hz。

秸稈切割揉碎方捆機是通過拖拉機牽引作業(yè)，其動力由拖拉機提供，而拖拉機輪胎、秸稈切割方捆機輪胎對高頻有衰減作用[18-20]，因此傳遞到刀架的低頻隨機振動為0～15 Hz之間，由表2得到的刀架前20階固有頻率在32.61～89.0 Hz之間，與拖拉機產(chǎn)生的激勵頻率不在同一區(qū)間內(nèi)，故刀架在作業(yè)過程中不會發(fā)生共振，刀架的結(jié)構(gòu)設(shè)計合理。

4 試驗與分析

2019年6月12日在巴彥淖爾市五原縣田間試驗，田間作業(yè)如圖12所示。試驗根據(jù)《GB/T 25423—2010方草捆打捆機》的要求，以秸稈切割揉碎方捆機為試驗對象，分別以純工作小時生產(chǎn)率、成捆率、規(guī)則草捆率和抗摔率為試驗指標(biāo)，進行小麥秸稈打捆試驗。試驗所用儀器、儀表檢驗合格，并在檢定有效期內(nèi)。試驗前對試驗田進行了調(diào)查，如表3所示。

圖12 田間作業(yè)圖Fig.12 Field operation chart

表3 試驗田調(diào)查表Tab.3 Table of experiment condition

4.1 純工作小時生產(chǎn)率

樣機工作穩(wěn)定后，持續(xù)作業(yè)2 h，從劃定的試驗區(qū)內(nèi)任選工作時段內(nèi)的10個草捆稱其質(zhì)量，取其平均值，并統(tǒng)計作業(yè)時間內(nèi)累積打捆和散捆數(shù)。純工作小時生產(chǎn)率按式(5)計算。測得純工作小時生產(chǎn)率為4.49 t/h，符合設(shè)計要求。

(5)

式中：ECX——純工作小時生產(chǎn)率，t/h；

Wdp——草捆平均當(dāng)量質(zhì)量，kg/捆；

Id——純工作時間內(nèi)累積打捆數(shù)，捆；

Is——純工作時間內(nèi)累積散捆數(shù)，捆；

Tc——純工作時間，h。

4.2 成捆率

成捆率是秸稈切割揉碎方捆機性能的重要指標(biāo)之一，為驗證設(shè)計刀架設(shè)計的可靠性對樣機的成捆率進行試驗，在樣機6個純工作小時內(nèi)，累積打小麥秸稈捆1 872捆，其中散捆28捆根據(jù)式(6)計算得出成捆率為98.5%，滿足《GB/T 25423—2010方草捆打捆機》中規(guī)定的要求。田間作業(yè)草捆如圖13所示。

圖13 作業(yè)草捆Fig.13 Working bales

(6)

式中：SK——成捆率，%。

4.3 規(guī)則草捆率和抗摔率

在打出草捆的試驗田內(nèi)，隨機選定區(qū)域計算規(guī)則草捆率和抗甩率，對選定的草捆進行編號，并測量草捆的4個邊長，當(dāng)其最大邊長與最小邊長之差不大于長邊平均值的10%時，視為規(guī)則草捆，否則視為不規(guī)則草捆，按式(7)計算；并在選定的區(qū)域內(nèi)的單向行程內(nèi)將選定的草捆自5 m高度自由下落，每捆連續(xù)摔3次，記錄摔散的草捆數(shù)，并按式(8)計算抗摔率，規(guī)則草捆率為97.01%，抗摔率為95.52%。

(7)

(8)

式中：Sg——規(guī)則草捆率，%；

Igc——被測草捆數(shù)，捆；

Igb——不規(guī)則草捆數(shù)，捆；

Skc——抗摔率，%；

Iks——累積摔散草捆數(shù)，捆；

Ikc——被測草捆數(shù)，捆。

試驗結(jié)果滿足設(shè)計要求，試驗結(jié)果如表4所示。通過田間試驗，秸稈切割揉碎方捆機純工作小時生產(chǎn)率為4.49 t/h，成捆率為98.5%，規(guī)則草捆率為97.01%，抗摔率為95.52%，且田間作業(yè)過程中刀架工作穩(wěn)定沒有出現(xiàn)問題，與仿真結(jié)果相吻合，其綜合性能達到設(shè)計要求，整機工作良好。

表4 規(guī)則草捆率和抗摔率Tab.4 Regular bale rate and fall resistance rate

5 結(jié)論

本文通過SolidWorks軟件建立了秸稈切割方捆機的三維模型，以秸稈切割方捆機的刀架為研究對象，在ANSYS軟件中對其進行了靜力學(xué)和模態(tài)分析，并通過田間試驗驗證ANSYS分析結(jié)果，結(jié)論如下。

1)通過對刀架模型簡化和網(wǎng)格劃分、并對刀架加載后進行了有限元靜力學(xué)分析，在靜載荷下刀架的最大應(yīng)力為54.77 MPa，最大位移量為0.259 3 mm，而刀架材料所用的Q345結(jié)構(gòu)鋼采用1.5的安全系數(shù)后的屈服強度極限為230 MPa，因此刀架在最大應(yīng)力下正常作業(yè)，其結(jié)構(gòu)設(shè)計滿足強度和剛度要求。

2)通過模態(tài)分析可知，得到了刀架的前20階模態(tài)頻率，其范圍為32.61～257.83 Hz，與拖拉機產(chǎn)生的激勵頻率0～15 Hz不在同一區(qū)間內(nèi)，因此刀架在作業(yè)中不會產(chǎn)生共振問題；分析刀架的模態(tài)振型可以得出，刀架的左右兩個側(cè)板以及后支撐梁為整個刀架結(jié)構(gòu)中的薄弱環(huán)節(jié)。由于整個刀架都是通過焊接而成，其振動變形相較其他部件較大，易產(chǎn)生較大的應(yīng)力造成疲勞裂紋，因此在設(shè)計過程中需要對上述部件進行合理的優(yōu)化。并通過田間試驗驗證了仿真結(jié)果的可靠性，仿真分析和田間試驗為刀架的改進設(shè)計提供參考。