面向东北人工林的辊式清林切削装置设计及试验

Design and Testing of a Roller-Type Clearing and Cutting Device for Artificial Forests in Northeast China

摘要

从加强东北地区人工林利用角度出发，需要对森林资源进行合理采伐。但由于林内杂草丛生，以致对采伐工人的视线造成严重干扰，给采伐工作带来了不良影响。故需要对面向人工林的清林装置按照我国东北地区人工林的相关特点进行设计。通过进行实地调查，提出一种辊式清林装置，并根据相关数据完成了辊式清林装置切削结构的设计。首先，对关键部件，如刀辊、刀座、刀具进行参数设计和分析，并确定切削装置的功率需求；随后，根据计算得出的关键设计参数进行3D建模，并基于ANSYS进行应力应变分析，基于ADAMS软件进行动平衡仿真分析，结果显示，刀辊设计与有关标准及设计要求一致，应力和应变分析得出的结果表明刀座设计符合要求；接着，对刀辊进行了动平衡测试，结果表明刀辊的纵向最大振动速度1.54 mm/s，噪声小于95 dB，依照ISO标准进行划分，属于允许振动的B级；最后，设计制作样机，并通过试验得出，该装置可以完成灌木密度为11根/m²的伐区清林作业，清林效果符合设计要求。

Abstract

From the perspective of enhancing the utilization of artificial forests in Northeast China， it is necessary to conduct rational harvesting of forest resources. However， the dense undergrowth within the forests severely obstructs the vision of logging workers， negatively impacting harvesting operations. Therefore， a clearing device tailored for artificial forests needs to be designed according to the specific characteristics of artificial forests in Northeast China. Through field investigation， a roller-type clearing device was proposed， and the cutting structure of the device was designed based on relevant data. First， the key components such as the knife roller， knife holder， and cutting tools were designed and analyzed in terms of parameters， and the power requirements of the cutting device were determined. Then， 3D modeling was conducted based on the key design parameters derived from calculations， followed by stress and strain analysis using ANSYS， and dynamic balance simulation analysis using ADAMS software. The results showed that the knife roller design complied with relevant standards and design requirements， and the stress and strain analysis results indicated that the knife holder design met the necessary criteria. Subsequently， a dynamic balance test was performed on the knife roller， with results showing a maximum longitudinal vibration speed of 1.54 mm/s and noise levels below 95 dB. According to ISO standards， this fell into the permissible B-class vibration category. Finally， a prototype was designed and fabricated， and through testing， it was found that the device can successfully complete clearing operations in a cutting area with a shrub density of 11 stems/m²， achieving clearing results that meet design requirements.

Graphical abstract

关键词

东北人工林 / 清林装置 / 参数设计 / 应力应变 / 仿真分析

Key words

Artificial forests in Northeast China / clearing device / parameter design / stress-strain / simulation analysis

0 引言

森林砍伐时，杂草等非目标植物大量存在于森林中。这些杂灌会影响采伐人员的视线，对造林、采伐作业造成干扰，严重时还可能造成工作停滞，甚至出现不可预料的意外情况^［1-3］。因此，研究设计一种清林装置^［4］，在伐木前对杂灌进行切削处理，以更好地控制伐根高度，同时对保护工人的生命安全具有重要意义。

对清林装置的设计，根据工作头结构形式的不同，主要分2种，一种为盘式，一种为辊式^［4］。盘式工作头主要是以Machine Division生产的Slash-Buster系列盘式清林装置为代表的^［5-6］。该系列产品具有多种型号，以HD422为例，这款产品的额定转速为350~450 r/min，可以通过自身携带的快速装配头挂装到小型挖掘机，并通过挖掘机的液压装置进行工作，额定工作油压可达25 MPa，通过刀盘的转动，对相应的工作对象完成清理工作。类似的工作装置还有RDM系列高性能清林割灌机^［7-8］，该装置由美国Advanced Forest Equipment公司开发。盘式清林装置的单次清理面积较小，功率和适用的切割直径也不大，一般在工况不太恶劣且工作量不大的场所。并且为了应对大面积、环境恶劣地带的清林工作，相关研究机构和公司研制出了辊式清林装置，辊式清林装置以PrimeTech公司研制的PT系列为代表。但现有辊式清林装置，其工作头一般较大、功耗较高，具有较大可切削径级的特点^［9-10］。

我国的清林装置包括手持油锯、斧头和手锯和背负式割灌机。相对来说背负式割灌机的工作效率更高，但仅适用于杂草和细小枝条的小范围处理。同时，工人在作业时需要长时间携带设备，使得工人具有劳动强度大，工作效率低，且易受伤，安全系数低的工作特点^{［3，10-11］}。

我国东北地区人工林灌木数量较少，树丛间隔较小且固定不变，林中堆积有少量土石堆。由于盘式清林装置切削覆盖面积较小，若清林机往复行走切割，则降低了工作效率^［12］。以PT系列为代表的辊式清林装置因为切削部分尺寸和切削力量过大、无法实现节油，容易造成能源浪费^［13-14］。不适用于我国东北人工林区，所以为了更好地实现清林工作，针对东北地区人工林的相关特点，设计一种面向东北人工林的清林装置已经迫在眉睫。

本研究提出一种辊式清林切削装置，供东北地区使用。根据设计需求，首先，对东北地区的典型人工林进行样地调查，对得到的数据展开详细的统计分析；然后，根据得出的相关结论，选择结构形式与清林工作相适应的设计方案，并对关键参数进行了确定；最后，进行3D建模，并对关键部件开展了模拟分析和试验验证。

1 研究区概况与数据

调查范围为黑龙江省美溪林业局，美溪林业局地处汤旺河中上游，小兴安岭南麓附近。地理坐标位于47°41′~48°04′N， 128°48′~129°09′E，东南距伊春市区约20.5 km，北接五营、红星、新青3个林业局，南与南岔、西林区接壤，东与金山屯、鹤岗相邻，西与乌马河搭界。以红松、落叶松等珍贵林木为主^［15］，属温带针阔叶混交林区^［16］。

本次调研需要测量的数据有横向林木间距、纵向林木间距、1 m²内灌木数量频率分布、灌木直径及杂灌间距等。现选取多块样地进行数据测量并计算，其林木间距、灌木直径和1 m²内灌木频率分布分别见表1—表4。

横向和纵向林木间距的测量样本数都是100，由表1和表2可知，最小林木间距小于1 600 mm的分别占4%和7%。由表3可知，灌木直径较小，尺寸在20 mm以内的高达98.7%。由表4可知，1 m²内灌木数量少于5根的概率达到了97%。且经测量，杂灌间距都在50 mm以上。

2 整机结构确定及其工作原理

2.1 清林装置结构确定

盘式作业头刚性好，振动小，运转顺畅，适于切削一般乔灌木，但因为工头覆盖面积较小，且强度低，不适合大面积作业及不能用于直径较大的乔灌木切削。辊式作业装置的优势在于可以有多个切削刀具同时作业，刀辊转动惯量较大，且刀辊、刀座和刀间的安装方式，使其的强度和刚度都能达到一个较良好的状态，更适合对功率和强度有较高要求的东北人工林区进行大面积作业。

2.2 整机结构及工作原理

辊式清林装置主要机架、刀辊等组成，如图 1 所示。用于切削的刀具通过刀座安装在刀辊上，刀辊安装在机架上，同时保证刀辊能自由滚动。由螺栓连接从动带轮与刀辊，通过皮带将主动带轮的运动传递到从动带轮，液压马达驱动主动带轮。在工作时，机架带动装置按照设定的进给速度整体前移，主从动带轮驱动刀辊进行滚动，使杂灌在装置前移过程中得以切削。推挡杆在碰到较高的灌木丛时，为方便切削装置工作，会在切削前将其推倒；为了将杂灌切削后作为肥料，切削过程中会直接让杂灌撒到地面。

3 关键参数分析确定

3.1 关键部件尺寸参数分析

刀座和刀具的转动都依赖刀辊，且刀辊要传递带轮的驱动转矩，若刀辊尺寸过大，不利于安装。经调查得知，不论是横向还是纵向林木间距小于 1 600 mm的仅占很小的一部分，平均在5%，据此 可以设计刀辊轴向长度W=1 600 mm，径向直径D=300 mm，刀辊壁厚d=10 mm，如图2所示，故在工作过程中切屑机构的工作宽度不小于1 600 mm，即使有少量残留，也不会影响以后的采伐抚育作业。

采用的刀座是对称错位的布置方式，以减轻刀座和刀的重量，减少刀辊的振动幅度和工作噪声。在刀辊上按照规律设置4组对称错位的刀具，将间隔的2组设置为相同的安装方向，并设置其中一组为15柄刀具，另一组为14柄刀具，4组总计58刀，相关的刀座结构和平面设计安装如图3所示，根据计算可得刀座的需求宽度W\ge \frac{\mathrm{160}}{\mathrm{14}+\mathrm{15}}=\mathrm{5.52}\mathrm{c}\mathrm{m}， 为了保证在对杂灌的切削过程中不存在间隙，取W=\mathrm{6}\mathrm{c}\mathrm{m}。

刀具作为清林装置的核心部件在工作过程中直接对杂灌进行切削打碎。通过将刀具安装在刀座上，可以提高刀具的安全性，增强切削过程中刀具的稳定性^［17-18］。分析调查数据，伐区内的灌木直径最大可达20 mm，考虑切削需求要保证刀具的高度h>\mathrm{2}\mathrm{c}\mathrm{m}，为了充分发挥刀具的切削功能，初步设计刀具高度h_{\mathrm{刀具}}=\mathrm{50}\mathrm{m}\mathrm{m}。考虑到切削时刀具的强度要求以及在运动过程中的稳定性，同时希望刀座对刀具起到保护作用，设计刀具宽度W_{\mathrm{刀具}}=W_{\mathrm{刀座}}=\mathrm{60}\mathrm{m}\mathrm{m}。根据查阅资料确定的刀具其他参数有前角、后角和厚度，分别确定为前角{\gamma }_{\mathrm{0}}=\mathrm{10}°，后角{\alpha }_{\mathrm{0}}=\mathrm{15}°，刀具厚度t=\mathrm{20}\mathrm{m}\mathrm{m}，根据上述设计得出的刀具模型及倾角如图4所示^［19-20］。

3.2 刀辊转速的确定

3.2.1 转速分析

按照刀辊旋转一圈，同一刀具组对同一杂灌 切削2次进行设计，在调查中发现，进给方向相邻 灌木的间隔距离不小于50 mm，此处取相邻灌木 最小间距S=\mathrm{50}\mathrm{m}\mathrm{m}，根据清林机械的相关性能参数确定的进给速度约V_m=\mathrm{1}\mathrm{m}/\mathrm{s}，则可以计算在清林切削过程中进给最小间隔的时间t=S/V_{\mathrm{m}}=\mathrm{0.05}\mathrm{s}\ge T/\mathrm{2}，式中T为刀辊的滚动周期，计算的T\le \mathrm{0.1}\mathrm{s}。由转速n=\mathrm{1}/T计算得n\ge \mathrm{600}\mathrm{r}/\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}，取刀辊转速n=\mathrm{600}\mathrm{r}/\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}。

3.2.2 转速临界验证分析

系统的寿命严重依赖与刀辊的寿命，而刀辊的寿命又受制于刀辊的转速大小。如果刀辊在接近系统临界转速的情况下工作，刀辊的回转速度会瞬间提高系统的噪声、加剧振动、降低系统的寿命，甚至对驱动机构造成危害。

根据前面的分析可以得出，辊式清林装置的切削体系主要包括刀辊、刀座和安装在刀座上的切削刀具。为了建立数学分析模型，现在假设每个安装截面上的刀座和刀具的质量都集中到所在截面的刀辊上，从而实现将切削机构简化为简支梁体系，得到了如图5所示的简化系统，可视为多圆盘转子的简支模型，根据假设可知，圆盘转子的数量为N，等于截面数量，此处的系统最小临界角速度设定为对应的圆频率{\omega }_{c\mathrm{1}}（rad/s）。

故临界转速（N_c）为

N_c=\frac{\mathrm{\pi }}{\mathrm{30}}{\omega }_{c\mathrm{1}}。（1）

由Rayleighprinciple可知^［21-22］

{\omega }_{c\mathrm{1}}=\sqrt[]{g\frac{{\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{m}_i{y}_{\mathrm{D}i}}{{\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{m}_i{y}_{\mathrm{D}i}^{\mathrm{2}}}}。（2）

式中：y_{\mathrm{D}i}为动挠度；g为重力加速度，取为9.8 m/s²； n为转速，m_i 为第i个圆盘的质量，以静挠度y_{\mathrm{s}i}代替动挠度y_{\mathrm{D}i}仍可得到足够精确的解，故有

{\omega }_{c\mathrm{1}}=\sqrt[]{g\frac{{\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{m}_i{y}_{\mathrm{s}i}}{{\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{m}_i{y}_{\mathrm{s}i}^{\mathrm{2}}}}。（3）

任一圆盘的静力挠度为

y_{\mathrm{s}i}={\alpha }_{i\mathrm{1}}{m}_{\mathrm{1}}g+{\alpha }_{i\mathrm{2}}{m}_{\mathrm{2}}g+\cdots +{\alpha }_{in}{m}_{n}g。（4）

式中：m_n为任意一个圆盘的质量；{\alpha }_{ij}为影响系数，表示j截面处的单位载荷是i截面产生的形变量；g为重力加速度，取为9.8 m/s²。

再设l₁，l₂，…，l_n+1为每个圆盘对应轴段的长度，刀辊总长度为A，X_R 为前R个轴段的长度。

令A={\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^{n+\mathrm{1}}}{l}_i（i=1，2…，n），L_{\mathrm{1}}={\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{l}_i（i=1，2，…，n），L_{\mathrm{2}}=A-L_{\mathrm{1}}X_R={\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^R}{l}_i

当i\le j时，

{\alpha }_{ij}=\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{6}EI}\frac{L_{\mathrm{2}}{X}_i}{A}(L_{\mathrm{1}}(A+L_{\mathrm{2}})-X_i^{\mathrm{2}})。（5）

式中：E表示弹性模量；I表示惯性矩。

当i>j时，

{\alpha }_{ij}=\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{6}EI}\frac{L_{\mathrm{1}}(A-X_i)}{A}(L_{\mathrm{2}}(A+L_{\mathrm{1}})-(A-X_i{)}^{\mathrm{2}})。（6）

根据前面的刀座设计安装方式可知共有29个圆盘截面，根据上述计算方法可知运算量为2+29²次，为了节约资源，采用MATLAB进行计算，结果如图6所示。

由图6可知，{\omega }_{c\mathrm{1}}^{\mathrm{2}}=X_{\mathrm{30}}=\mathrm{2}\mathrm{614}\mathrm{485.59}，代入公式后可得临界转速N_C=\mathrm{15}\mathrm{440.61}\mathrm{r}/\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}。已知设置的转速为，可知不会发生刀辊系统共振。

3.3 切削装置功率分析

在切削装置工作过程中，其刀具对灌木杂草等进行切削产生的切削功率和刀辊在非工作状态下持续转动产生的空耗功率是组成切削装置功率消耗的主要部分。

当刀辊空转时有

P_{\mathrm{空}}=\frac{J{\omega }^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2}t}。（7）

式中：J为转动惯量，J=\frac{m\left(R^{\mathrm{2}}+r^{\mathrm{2}}\right)}{\mathrm{2}}；\omega为刀辊转动角速度，取\omega =\mathrm{62.8}\mathrm{r}\mathrm{a}\mathrm{d}/\mathrm{s}；t为转动时间。经计算可得空转功率P_{\mathrm{空}}=\mathrm{8.1}\mathrm{k}\mathrm{W}。

当系统进行切削时消耗的功率

P_{\mathrm{切}}=\frac{V_{\mathrm{m}}A{L}_{\mathrm{0}}}{\mathrm{102}}。（8）

式中：V_m 为进给速度，取V_m=\mathrm{1}\mathrm{m}/\mathrm{s}；A为刀辊滚动一周产生的切削面积，A=1 600 mm；L₀为完成对灌木、杂草的切削工作所做的功，据统计^［23］牧草L_{\mathrm{0}}=\mathrm{20}~\mathrm{30}\mathrm{J}/{\mathrm{m}}^{\mathrm{2}}，柠条L_{\mathrm{0}}=\mathrm{490}\mathrm{J}/{\mathrm{m}}^{\mathrm{2}}，其中柠条对应的密度为16根/m²。根据对样地的实地调查发现样地的作业对象多为杂草，其中灌木占比较低，单位面积内灌木的最大密度为5根。综上分析，则有L=L_{\mathrm{草}\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}+\mathrm{5}/\mathrm{16}{L}_{\mathrm{柠}}=\mathrm{183.125}\mathrm{J}/{\mathrm{m}}^{\mathrm{2}}，设安全系数k=\mathrm{1.3}，有L_{\mathrm{0}}=\mathrm{1.3}L=\mathrm{238}\mathrm{J}/{\mathrm{m}}^{\mathrm{2}}。代入数据后得到P_{\mathrm{切}}=\mathrm{4.13}\mathrm{k}\mathrm{W}，故总功率为P_{\mathrm{总}}=\mathrm{12.23}\mathrm{k}\mathrm{W}。

4 关键部件的仿真分析

4.1 基于ANSYS的刀具变形分析

刀具工作环境复杂，对刀具的使用材料提出了严格要求，考虑材料的硬度和耐磨性需求，选用材料W18CR4V高速工具钢，相应的参数见表5。

根据设计，切削工作时，刀具承受最大负载。对刀具分析可知，刀具的极限工作状态为对3根灌木进行同时切削，此时刀具是极限负荷，刀前部和主切削尖部承受 4 593.75 N，切削时长1.6×10^-3 s。选择刀具与刀座接触面边界条件“沿Z轴方向的 位移约束（软件命令为UZ）”，选择螺纹孔边界条 件“将节点在所有自由度（即所有方向和旋转）上 进行约束（软件命令为ALL DOF）”，设置单元类 型为“三维20节点的高阶实体单元（软件命令为SOLID186”）。设定好数据后再进行模拟，模拟结果如图7所示。

由图7可知，1）在Y方向上，刀具的模拟应变量基本呈现出左右对称的规律。但后刀面变形量大于前刀面。根据分析可知，刀具的压缩变形是刀具变形的主要形式，但在模拟中显示主切削刃的变形量为正数，这是因为在工作过程中，前刀刃受到切削对象的压缩。2）在Z方向上，刀具以压缩变形为主，且随着靠近主切削刃，变形量也呈现增加趋势，但是在非接触工作区，刀具的变形量则不显著。3）对于总变形，随着靠近主切削刃，变形量逐渐增加，且在Y方向上表现为阶梯分布，显示的刀具应变极值为0.78×10^-9 m，可以忽略不计。

4.2 刀辊仿真分析

4.2.1 刀辊模态分析

在前面的设计中，虽然已经校核了刀辊的转速，但是没有考虑阶梯轴和带轮等对转速的影响。为了验证理论校核的可靠性，将对刀辊系统进行模态分析，刀辊系统采用45^#钢，相应的参数见表6。

刀辊边界条件定义SOLID，20 NODE 186单元类型，选择5阶分析阶数校核转速，并提取1阶振动频率，分析结果如图8所示。

由图8可知，f=216.02，根据n=60f分析得出n=12 961.2 r/min。在理论校核阶段采用简化模型，在模态分析中增加了阶梯轴、带轮，这是模态分析 得出的数值小于理论校核值的主要原因。刀辊1阶临界转速为n=12 961.2 r/min，远远超过了设计转速，所以刀辊在正常工作过程中不会出现剧烈振动。

4.2.2 基于Adams刀辊动平衡分析

如果切削装置在工作过程中产生不平衡，不仅会影响切削效果，严重情况下甚至危及刀辊、刀座和刀具等的安全，甚至出现设备损坏，因此需要进行动平衡分析。

将通3D模型导入Adams软件，如图9（a）所示。在刀辊的两端分别施加约束，并根据设计的刀辊转速创建转速为n=600 r/min的旋转驱动，同时施加转矩M_e=194.7 N·m，仿真结果如图9（b）和图9（c）所示。

通过分析图9可得，切削装置在工作过程产生约±0.35 mm的径向振幅，而轴向振动约为0，由此得出结论，刀辊在转动过程中并未发生失衡现象。

4.3 基于ANSYS的刀座应力分析

刀座是安装和承载刀具的一种重要部件，并位于刀辊上。刀座的工作环境相对于刀具来说比较友好，所以在刀座的制作上选用45^#钢。工作期间刀座受力4 593.75 N，持续1.6×10^-3 s。设置好参数后，进行模拟，模拟结果如图10所示。

由图10的模拟结果可知，1）刀座以承受刀具的压力为主，在Y方向产生的应力集中明显比X方向产生的应力集中严重。2）分析可得刀座产生的应力最大为47 862.7 Pa，形变量最大为0.769×10^-8 m，小于钢的许用应力，因此刀座符合要求。

5 试验验证

5.1 刀辊动平衡测试

试验仪器：YYW-2000kg万向节平衡机。将刀辊固定在平衡机上，其中，将有带轮一端固定在平衡机左侧，无带轮一端固定在平衡机右端。测量两端轴承处振动速度有效值，重复试验5次，并用噪声检测仪测量每次试验时的噪声，试验数据见表7。

设计的最大功率为12.23 kW，小于15 kW，由ISO-2373设备振动评定标准可知，装置为Ⅰ类机械设备，两侧振动速度有效值在0.71~1.8 mm/s，属于B级允许型振动，最大噪声94.2 dB，小于97 dB，属于A级良好型振动，所以装备整体符合该振动标准。带轮安装侧即（左侧）振动速度有效值要略小于凸轴安装侧（右侧）振动速度有效值的有效值。这主要是因为有带轮处质量偏大，所以转动比无带轮处更加平稳。

5.2 样机的切削性能测试

为了进一步验证切削装置的性能，现对设计生产的样机进行相关切削试验。首先选择合适的试验样地，依次选择每平方米内杂灌密度为6~14根，直径约为20 mm的试验测试环境，然后进行切削试验，除此之外还行了主干和枝条切削试验，试验过程中设置刀辊转速n=\mathrm{600}\mathrm{r}/\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}，进给速度为1 m/s。试验测试如图11所示，分别进行3组试验，切削成功记“+”，失败记“-”，试验记录数据见表8。

由表8可知，单位面积内灌木数量保持在11根以内，基本可以成功完成切削试验。按照需求设定为切削能力≥5根/m²，在6~11根范围内装置仍能对灌木进行成功切削主要是因为：1）装置在设计时为防备有地区灌木过密而留有一定的储备功率；2）刀辊、刀座质量较大，转动惯量也较大，在高速运转情况下，其转动惯性也可对灌木构成冲击和切削。

为了进一步验证切削装置的性能，现对设计生产的样机进行相关切削试验，设置刀辊转速n=\mathrm{600}\mathrm{r}/\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}，进给速度为0.1m/s，对样地伐根进行清理，选择伐根的直径为100~150 mm，试验如图12所示。

在试验中发现，针对直径小于160 mm的伐根，所设计的辊式清林装置可以完成伐根清理工作，具有实际应用意义。

6 结论

1）通过对得到的样地调查数据，设计了一种适用于东北人工林区的辊式切削装置，设计了辊式切削装置的结构形式和切削方式，并对关键部件如刀辊、刀座和刀具的结构参数进行了确定，同时分析了切削装置的工作参数，计算了切削需求功率：刀辊轴向长度尺寸W=160 cm，刀辊直径D=30 cm，刀辊壁厚d=1 cm；刀座数量为58，刀座宽度W_宽=6 cm，刀具高度h_刀具=5 cm，刀具宽度W_刀具=6 cm，刀具前角γ₀=10°，刀具后角α₀=15°，刀具厚度t=2 cm，刀辊转速n=600 r/min，切削总功率为P_总=12.23 kW。

2）基于ANSYS对刀具切削过程中的应力应变及刀辊振动模态进行了分析；基于ADAMS对刀辊的滚动动平衡进行了分析。上述分析结果表明设计的切削装置满足工作要求，验证了理论分析的正确性。

3）刀辊动平衡试验结果表明，刀辊振动速度有效值和噪声都符合ISO-2373振动评定允许标准；样机切削性能测试结果表明，样机能成功完成杂灌切削工作，为装置理论设计计算提供了证明，也证明了本次杂灌切削装置的设计是成功的。

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基金资助

伊春市科技局重点项目（Y0001号）

国家林业和草原局科学技术司林业科学技术推广项目(［2016］33号)