D型打结器割绳脱扣机构空间结构参数分析

张安琪 陈龙健 董 浩 张绍英 李海涛 韩鲁佳

(中国农业大学工学院， 北京 100083)

D型打结器割绳脱扣机构空间结构参数分析

张安琪 陈龙健 董 浩 张绍英 李海涛 韩鲁佳

(中国农业大学工学院， 北京 100083)

针对D型打结器割绳脱扣机构空间结构参数复杂且设计要求不清等问题，通过对打结器割绳脱扣机构与其它机构进行运动学分析，建立了割绳脱扣机构的参数设计理论模型，描述了割绳脱扣机构与其它机构之间的参数匹配关系。分析了割绳脱扣机构结构参数对割绳脱扣动作的影响，并得出脱扣凹槽及割刀的设计尺寸要求。结果表明割绳脱扣机构回转中心与脱扣凹槽面的距离变化范围为27～35 mm，割绳脱扣机构回转中心与割刀安装面距离的变化范围为47～53 mm，割刀刀刃尺寸由脱扣凹槽位置尺寸决定。设计并试制了一种组合式割绳脱扣机构，该机构可实现多参数调节，便于对所求结构参数的考核验证。将设计的组合式割绳脱扣机构安装在已有打结器上进行打结试验，分别对每个参数进行单因素试验，共设计11个试验组。试验结果表明割绳脱扣机构空间运动模型准确可靠，计算的结构参数匹配合理。

打结器; 割绳脱扣机构; 结构参数

引言

D型打结器作为方捆打捆机的核心部件，其结构紧凑，动作周期短，空间运动匹配要求高。D型打结器主要由复合齿盘、打结器机架、割绳脱扣机构、夹绳机构及绕扣钳咬机构组成，打结器成结工作是在上述各机构的精确配合下完成的。国内外学者在打结器运动仿真及运动时序分析[1-4]、力学性能及承载分析[5-8]、结构参数分析[9-14]、结构优化[15-20]等方面开展了大量研究。如在打结器结构参数分析方面，王磊等[9]建立了打结嘴钳咬绳索的解析条件，并进行了可视化表征，为打结器的参数分析提供了一种判别方案；尹建军等[10]对打结嘴轴安装角度及夹绳、绕扣时序对咬绳动作的影响进行了分析及验证；李慧等[11-12]对打结器机架5个空间异面轴之间的相位关系进行了研究；熊亚等[13]对割绳脱扣机构凸轮的运动规律及设计依据进行了研究；吕红[14]借助Matlab对D型打结器实现了参数化建模，并对其进行了运动匹配研究。割绳脱扣机构作为D型打结器控制割绳、脱扣的关键机构之一，与其它机构存在严格的运动匹配关系，其空间结构参数对运动匹配关系有着直接影响，而上述研究均未涉及割绳脱扣机构及其空间结构参数。因此研究分析割绳脱扣机构空间结构参数对割绳脱扣动作的影响，并得出其设计要求，有助于推进我国打结器的自主化设计。

图2 割绳脱扣动作示意图Fig.2 Sketches of twine cutting and removing

本研究确定割绳脱扣机构与D型打结器其它机构之间的空间相位参数，建立割绳脱扣机构的结构参数设计理论模型，描述割绳脱扣机构与其它机构之间的参数匹配关系。进而分析割绳脱扣机构结构参数对割绳、脱扣效果的影响，计算得出脱扣凹槽及割刀的尺寸设计要求，进而设计一种组合式割绳脱扣机构并进行试验验证。

1 割绳脱扣机构与工作原理

图1为D型打结器结构示意图，D型打结器包括复合齿盘、机架和夹绳机构、绕扣钳咬机构及割绳脱扣机构，割绳脱扣机构包括凸轮滚子、刀臂、割刀及脱扣凹槽。

图1 D型打结器结构简图Fig.1 Structure diagrams of D-knotter1.齿盘 2.割绳脱扣机构 3.绕扣钳咬机构 4.夹绳机构 5.机架 6.凸轮滚子 7.刀臂 8.割刀 9.脱扣凹槽

割绳脱扣动作是在割绳脱扣机构与其它两大机构及齿盘凸轮沟槽的共同作用下完成的，其工作原理如图2所示。随着打结嘴的转动，割绳脱扣机构在复合齿盘中凸轮沟槽的驱动下慢慢转动(图2a)；待打结嘴与钩钳完成钳咬动作后，脱扣凹槽运动到打结嘴后端，准备脱扣动作(图2b)；当割刀开始割绳动作时，脱扣凹槽驱动α环从打结嘴表面剥离并脱离打结嘴，打结嘴钩钳咬住绳头，将绳头从α环中抽出，形成α结，直至在脱扣凹槽的驱动下绳头从钩钳中脱离(图2c)。可以看出，割绳脱扣过程中，割绳脱扣机构的空间结构参数不仅受到打结器机架5个轴孔相对角度和齿盘凸轮沟槽轮廓的影响，而且割绳脱扣机构还与齿盘凸轮沟槽、夹绳机构及绕扣钳咬机构存在运动匹配关系。

2 割绳脱扣机构运动学模型构建

2.1 空间坐标系的建立

为描述机架轴孔、齿盘沟槽凸轮、夹绳机构、绕扣钳咬机构对割绳脱扣机构空间结构参数的匹配关系，首先建立空间坐标系，对割绳脱扣机构与其它机构的空间相位关系进行表达，如图3所示。

图3 空间坐标系Fig.3 Layout of coordinate system

以机架上刀臂回转轴中心为坐标原点O建立空间静坐标系σ，打结器主轴方向为i轴方向，垂直于刀臂回转面的方向为j轴方向；以机架主轴端面中心为坐标原点O1建立空间辅助静坐标系σ1，主轴方向为i1轴方向，O1点与机架支撑轴心在主轴端面投影为k1轴方向；以夹绳盘回转轴线与i1O1k1平面交点为坐标原点O2建立空间辅助静坐标系σ2，i2轴与i1轴同向，夹绳盘回转轴线方向为j2轴方向。

以夹绳盘的回转圆心O3为坐标原点建立空间动坐标系u3，打结器主轴方向为i3轴方向，垂直于夹绳盘面的方向为j3轴方向；以打结嘴轴肩回转端面中心为坐标原点O4建立空间动坐标系u4，以打结嘴轴线方向为k4轴方向，i4轴位于打结嘴对称面上且垂直于k4轴；以钩钳回转中心为原点建立空间动坐标系u5，钩钳直钩方向为i5轴方向，j5轴垂直于钩钳对称面向外；以脱扣凹槽圆心为中心O6建立动坐标系u6，j轴方向为j6轴方向，k轴方向为i6轴反方向；以割刀安装面与j6轴交点为圆心O7建立动坐标系u7，i轴方向为i7轴方向，垂直割刀平面方向为j7轴方向。各坐标系的其它轴方向均通过右手定则确定。

动、静坐标系的平移转换借助一组标准的直角坐标系来实现，即x、y、z轴的单位坐标矢量，分别是i0=(1;0;0)，j0=(0;1;0)，k0=(0;0;1)。空间角度转换借助旋转矩阵实现，旋转角为ε，旋转矩阵为正交矩阵，表示为

(1)

(2)

(3)

2.2 空间相位参数设定

图4 空间相位参数确定Fig.4 Confirming of spatial phase parameters

各坐标系之间的相位参数如图4所示。如图4a所示，设动坐标系u3圆心O3与静坐标系σ圆心O在k轴方向距离为d0，在i轴方向距离为d1，辅助静坐标系σ1圆心O1与静坐标系σ圆心O在k轴方向距离为d2，在i轴方向距离为d3，在i1O1k1平面k1轴与k4轴的夹角为α1。如图4b所示，辅助静坐标系σ2圆心O2与辅助静坐标系σ1圆心O1在k1轴方向距离为d4，k2轴与k1轴的夹角为α2，辅助静坐标系σ2圆心O2与动坐标系u3圆心O3在j3轴方向距离为d5。如图4c所示，辅助静坐标系σ1圆心O1与动坐标系u4圆心O4在k4轴方向距离为d6，在j1O1k1平面k1轴与k4轴的夹角为α3，动坐标系u4圆心O4与静坐标系σ圆心O在j4轴方向距离为d7。如图4d所示，动坐标系u4圆心O4与动坐标系u5圆心O5在i4轴方向距离为d8，在k4轴方向距离为d9，i4轴与i5轴的夹角为α4。如图4e所示，动坐标系u6圆心O6与静坐标系σ圆心O在i轴方向距离为d10，在k轴方向距离为d11。如图4f所示，动坐标系u7圆心O7与静坐标系σ圆心O在j轴方向距离为d12，动坐标系u6圆心O6与静坐标系σ圆心O在j轴方向距离为d13，j6轴与iOk平面夹角为α5。

2.3 机构间空间相位参数数值解析条件建立

为便于解析计算，建立了割绳脱扣机构与齿盘凸轮沟槽、夹绳-绕扣钳咬机构的空间相位参数数值解析条件。

2.3.1 割绳脱扣机构与齿盘沟槽凸轮

由图5可知，割绳脱扣机构初始状态时，凸轮滚子与圆心O在k轴方向的距离为

(4)

凸轮滚子的升程为

(5)

式中R0——凸轮最大向径r0——凸轮基圆半径

割绳脱扣机构初始状态时，i0轴与i轴的夹角为

γ1=arcsin(h1/r1)-arcsin(s0/r1)

(6)

式中r1——割绳脱扣机构驱动臂半径

割绳脱扣机构的最大摆动角度为

γ2=arcsin(s0/r1)+arcsin((s-s0)/r)

(7)

图5 空间相位参数标定Fig.5 Coordinate graphs of key position

2.3.2 割绳脱扣机构与夹绳-绕扣钳咬机构

由于割绳脱扣机构与夹绳-绕口钳咬机构存在严格的运动匹配，为了简化分析，对各机构存在运动匹配的关键位置点借助矢量形式进行简化表达。

如图6a所示，考虑夹绳机构中仅夹绳点C及i3O3k3平面与割绳脱扣机构存在运动配合关系，因此仅对夹绳机构夹绳点C在动坐标系u3内进行位置矢量表达，其位置矢量为

rJ=r2((cosγ3)i3+(sinγ3)k3)

(8)

设夹绳点C在夹绳过程中相对j3轴的旋转角度为φ1，参考现有德国Rasspe打结器，φ1∈[0，π/2]，则夹绳点C在静坐标系下的矢径为

RJ=Ri(-α3)[Ri(α2)(rJRj(-φ1)-d5j0)-
d4k0]+d7j0-d3i0+d2k0

(9)

图6 关键位置点坐标图Fig.6 Coordinate graphs of key position

如图6b所示，考虑绕扣钳咬机构与割绳脱扣机构产生运动干涉的关键点为打结嘴前端点D1、钩钳前端点D2、打结嘴后端点D3及打结嘴搭绳点D4，因此仅对上述点进行简化矢量表达，其位置矢量分别为

rD1=g1xi4+g1yk4

(10)

rD2=g2xi4+g2yk4

(11)

rD3=g3xi4+g3yk4

(12)

rD4=g4xi5+g4yk5

(13)

设打结嘴的转动角度为φ2，钩钳与打结嘴的夹角α4随着φ2的变化按照固定时序[1]变化，设初始角度为λ0，最大张开角度为λ。

当φ2∈[0，5π/6]时，钩钳闭合，α4=λ0；当φ2∈[5π/6，7π/6]时，钩钳渐开，α4=λ0-λ(φ1-5π/6)/(π/3)；当φ2∈[7π/6，11π/6]时，钩钳张开，α4=λ0-λ；当φ2∈[11π/6，2π]时，钩钳渐闭，α4=λ0-λ(2π-φ1)/(π/6)。

绕扣钳咬机构各关键点在空间静坐标系下的矢径为：

打结嘴各点

RD=(rDRk(φ2)-d6k0)Rj(α1)+d7j0-d3i0+d2k

(14)

钩钳前端点

RG=[(Rj(-α4)rG-d8i0-d9k0)Rk(φ2)-
d6k0]Rj(α1)+d7j0-d3i0+d2k0

(15)

如图6c所示，考虑割刀中仅刀刃MN及i7O7k7平面与夹绳-绕口钳咬机构存在运动配合关系，因此仅对刀刃MN在动坐标系u7内进行位置矢量表达，其位置矢量为

rg=x7i7+(f1x-x7)k1k7(x7∈[f2x,f1x])

(16)

式中：参考已有割刀，k1=-1.2。

如图6d所示，考虑脱绳板中仅脱扣凹槽及i6O6k6平面与夹绳-绕口钳咬机构存在运动配合关系，因此仅对脱扣凹槽在动坐标系u6内进行位置矢量表达，其位置矢量为

rT=r3(cos(π+θ3)k6+sin(π+θ3)j6)

(θ3∈[-γ4,γ4])

(17)

设割绳脱扣机构相对静坐标系j轴的旋转角度为φ3，φ3∈[γ1，γ1+γ2]，刀刃MN在空间静坐标系下的矢径为

Rg=Rj(φ3)[Ri(-α5)rg-d10i0+d13j0-d14k0]

(18)

脱扣凹槽在空间静坐标系下的矢径为

RT=Rj(φ3)[rT-d10i0+d12j0-d11k0]

(19)

已知割刀与夹绳机构不产生运动干涉，由割刀与夹绳机构的空间相位可知，割刀刀刃顶部点M与夹绳机构i3O3k3平面相距最近，因此割绳脱扣机构旋转过程中M点到夹绳机构平面i3O3k3的距离需大于零。设点M到平面i3O3k3的距离为

l1=|lO3M·j3|/|j3|

(20)

为避免绳头滑移，割刀割绳需在完成钳咬动作以后；为避免无法割绳，割绳需早于脱扣动作。为判定割绳动作的时序，通过建立刀刃MN与捆绳CD4之间的距离l2随φ3的变化方程来判定，当l2=0时即可判定为割绳动作。

已知刀刃MN与捆绳CD4之间的公垂线向量为

n1=lMN·lCD4/|lMN·lCD4|

(21)

刀刃MN与捆绳CD4之间的公垂线距离为

l2=|lMC·n1|/|n1|

(22)

已知绕扣钳咬机构在运动过程中与脱扣凹槽、割刀无运动干涉。因此钳咬机构打结嘴前端点D1、钩钳前端点D2与割绳脱扣机构i6O6k6平面及i7O7k7平面的距离应大于零。

设打结嘴前端点D1、钩钳前端点D2与脱扣凹槽机构i6O6k6平面的距离分别为l3、l4，与割刀i7O7k7平面的距离分别为l5、l6。有

l3=|lO6D1·k6|/|k6|

(23)

l4=|lO6D2·k6|/|k6|

(24)

l5=|lO7D1·j7|/|j7|

(25)

l6=|lO7D2·j7|/|j7|

(26)

为避免运动干涉，脱扣凹槽需在打结嘴完成旋转后运动至打结嘴后端点D3，且打结嘴在静坐标系下的最低点应恰好在k轴上。由此可得

l7=RD3(1,360)-RTO6(1,φ3)>0

(27)

(28)

d13=d7

(29)

脱绳扣凹槽转动到极限位置时，脱扣凹槽与打结嘴前端点D2的距离需大于绳头长度，参考已有打结器成结参数，可知绳头长度为20 mm，由此可知

l8=RTO6(1,γ1+γ2)-RD3(1,360)>20

(30)

2.4 各机构运动匹配关系

设齿盘的旋转角度为φ，根据现有时序[1]可知，当φ为158°～273°时，夹绳机构、绕扣钳咬机构、割绳脱扣机构依次动作，直到脱绳杆运动到极限位置。基于该时序可知

3 割绳脱扣机构结构参数分析

基于现有德国Rasspe公司D型打结器的空间结构参数及运动时序[1-3]，借助Matlab对所建立的参数设计理论模型进行解析计算，为了便于直观判别，借助Matlab强大的绘图功能，计算结果以趋势图的形式表达。

3.1 脱扣凹槽

基于上述分析可知，可知参数d10对脱扣动作及与绕口钳咬机构的匹配有着直接影响。图7所示为脱扣凹槽与打结嘴关键点D1、D3的距离与d10的变化关系，由图7a可知，随着d10的变大，脱扣凹槽i6O6k6平面与D1点间距先变小后变大，当d10=22.0 mm且打结嘴转动180°时，脱扣凹槽i6O6k6平面与D1点间距l3恰好为零，此刻脱扣凹槽恰好与旋转打结嘴相切，所以d9需大于22 mm。

图7 脱扣凹槽与D1、D3距离与d10的关系Fig.7 Relation schemas of d10 and distance between release groove and D1 and D3

如图7b所示，随着d10的变大，脱扣凹槽最低点与D3点间距先变小后变大，当d10=26.9 mm且打结嘴转动360°时，脱扣凹槽最低点与D3点间距l7恰好为0 mm，此刻脱绳凹槽恰好与打结嘴后端相切，为避免运动干涉，d10需大于26.9 mm。

如图7c所示，随着d10的变大，割绳脱扣机构转动到最大角度时脱扣凹槽最低点与打结嘴前端点D1的距离不断变小，当d10=35.1 mm，脱扣凹槽最低点与打结嘴前端点D1的距离l8为20 mm，此刻恰好等于绳头长度，所以d10需小于35 mm；综上可得27 mm

3.2 割刀

割刀坐标系原点O7与静坐标系原点O在j轴方向距离d12对割刀与夹绳盘、打结嘴干涉有着直接影响。已知打结嘴转动270°时D3点与割刀平面最近，因此以打结嘴转动270°为研究对象，图8所示为打结嘴转动270°时割刀平面与钩钳前端点D3的距离l6与d12的变化关系。由图8a可知，随着d12的变大，割刀与钩钳前端点的距离先变小后变大，当d12=46.2 mm时，l6=0 mm，可知此刻割刀恰好与D3相切，d12需大于46.2 mm。

图9 割刀与捆绳距离与f1x的关系Fig.9 Relation schemas of f1x and distance between knife and rope

已知割刀刀刃M点与夹绳盘距离最近，因此仅分析M点到夹绳盘平面的距离与d12的变化关系。由图8b可知随着d12的变大，l1先减小后增大，当d12=53.1 mm时，l1=0 mm，可知此刻刀刃M点恰好与夹绳盘相切，d12需小于53.1 mm。

综上可得47 mm

图8 割刀与打结嘴、夹绳盘距离与d12的关系Fig.8 Relation schemas of d12 and distance between knife and knotting bill and rope clamping

由于刀刃的斜率已确定，影响割刀割绳时序的只有刀刃两端点MN在动坐标系u7下的位置坐标，图9所示为割刀与捆绳距离l2与f1x的关系图。如图9a所示，打结嘴转动360°且d10=27 mm时，随着f1x的增大，割刀刀刃与捆绳之间的公垂线距离l2先变小后变大，当f1x=29.8 mm时l2恰好为零，此刻为割绳动作，为确保完成钳咬动作后割绳，需使f1x<30 mm；同理，如图9b所示，当d10=35 mm时，需使f1x<40 mm。

如图9c所示，d10=27 mm且恰要脱扣时，随着f1x的增大，割刀刀刃与捆绳之间的公垂线距离l2先变小后变大，当f1x=23.7 mm时l2恰好为零，此刻为割绳动作，为了确保割绳早于脱扣动作，需使f1x>24 mm；同理，如图9d所示，当d10=35 mm时，f1x>30 mm。

综上可得刀刃结构尺寸由割刀位置尺寸决定。

4 试验验证

4.1 组合式割绳脱扣机构设计

为验证割绳脱扣机构结构参数分析的合理性，且考虑所得参数d10、d12、f1x均为变量，设计一种组合式割绳脱扣机构。该组合式割绳脱扣机构的刀臂、脱扣凹槽、割刀及安装平台是分别独立的，各单元通过螺栓、螺钉等连接方式组合在一起，参数d10、d12通过调整垫片调节，参数f1x由d10确定，该组合式割绳脱扣机构三维模型图如图10所示。

图10 组合式割绳-脱扣机构三维模型图 Fig.10 Three-dimensional diagrams of combined type of twine removing component

4.2 割绳脱扣效果验证

将设计试制的组合式割绳脱扣机构安装在打捆机(华德9YFQ-1.5)的原装打结器(RS3770)上进行室内打结试验，通过测试其割绳脱扣效果考核参数匹配的合理性。如图11所示，试验捆绳采用直径4 mm聚丙烯绳，选择小麦秸秆作为对象进行打结试验，对参数d10、d12分别依次通过垫片获取6个、5个参数值，参数f1x根据参数d10取最优值，对参数d10、d12进行单因素试验，设计11个试验组，每组打结20次，试验结果如表1所示。

图11 打结试验Fig.11 Knottting test

试验结果显示当参数d10、d12分别取设计要求内的值时，其割绳脱扣效果好，成功率接近100%；当参数d10、d12分别取设计要求以外的值时，割绳脱扣成功率大大下降。当d10=26 mm时，脱扣凹槽与旋转打结嘴产生干涉，无法脱扣；d10=36 mm时，因脱扣行程变小，部分绳扣存在无法脱下的情况。当d12=46 mm及d12=54 mm时，割刀分别与旋转打结嘴、夹绳盘产生干涉，无法割绳。由此可知，基于上述模型所得的结构尺寸参数范围是可靠的，符合打结器的使用要求。

表1 打结试验结果
Tab.1 Result of knottting test

d10/mmd12/mm测试数成功数265020028502020305020203250202034502019365020932462003248202032502020325220203254200

5 结论

(1)通过建立空间坐标系，确定了打结器各机构的空间相位参数，建立了割绳脱扣机构的参数设计理论模型，描述了割绳脱扣机构与其它机构之间的参数匹配关系。

(2)研究了割绳脱扣机构结构参数对割绳、脱扣效果的影响，计算了脱扣凹槽及割刀的尺寸设计要求，割绳脱扣机构回转中心与脱扣凹槽面的距离d10变化范围为27～35 mm，割绳脱扣机构回转中心与割刀安装面距离d12的变化范围为47～53 mm，割刀刀刃尺寸由割刀位置尺寸决定。

(3)设计了一种可实现参数调节的组合式割绳脱扣机构，进行了模型验证，结果表明割绳脱扣机构空间运动模型准确可靠，参数匹配合理。

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16 尹建军，张万庆，陈亚明，等.双齿盘驱动打结器设计与成结试验分析[J/OL].农业机械学报, 2016, 47(3): 98-105.http:∥www.j-csam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?file_no=20160314&flag=1.DOI：10.6041/j.issn.1000-1298.2016.03.014. YIN Jianjun，ZHANG Wanqing，CHEN Yaming，et al. Design and knotting test analysis of knotter driven by double gear-discs[J/OL]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2016, 47(3): 98-105. (in Chinese)

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20 WRIGHT J D. Twine cutting knife for square baler apparatus: US, 0180967(A1)[P]. 2007-08-09.

Spatial Structure Parameter Analysis of Rope Cutting and Releasing Mechanism of D-knotter

ZHANG Anqi CHEN Longjian DONG Hao ZHANG Shaoying LI Haitao HAN Lujia

(CollegeofEngineering,ChinaAgriculturalUniversity,Beijing100083,China)

Aiming to resolve the problem the space structure of rope cutting and releasing mechanism of knotter was very complex and the structure parameter influencing the motion of rope cutting and releasing was unknown. Kinematics analysis of rope cutting and releasing mechanism and other mechanism were carried out. The parametric design theory about rope cutting and releasing mechanism was established. The relationship of parameter matching between rope cutting and releasing mechanism and other mechanism was described. The important structure parameters influencing the motion of rope cutting and releasing were analyzed. The design requirements of rope releasing platform and cutting knife were calculated. The results showed that the distance between center of gyration of rope cutting and releasing mechanism and the rope releasing platform were 27～35 mm, the distance between centre of gyration of rope cutting and releasing mechanism and the platform of rope cutting knife were 47～53 mm, the cutting edge size of rope cutting knife was decided by the position size of platform of rope cutting knife. In order to verify the accuracy of the model, a modular rope cutting and releasing mechanism was designed and manufactured based on the range of key size of rope cutting and releasing mechanism. The designed rope cutting and releasing mechanism can adjust the position size and structure size of rope releasing platform and cutting knife, it was very convenient for the validation of structural parameters of rope cutting and releasing mechanism. The wheat straw baling test on the designed mechanism was conducted in the interior, eleven experimental groups were designed. Results showed that if the design size met the design requirements, the effect of rope cutting and releasing was good, otherwise the effect of rope cutting and releasing was poor. Therefore, it can be found that the calculating structural size parameters of rope cutting and releasing mechanism were confirmed to the requirements of D-knotter, and the model was accurate and it could guide the optimal design of D-knotter.

knotter; rope cutting and releasing mechanism; structural parameters

10.6041/j.issn.1000-1298.2017.01.010

2016-08-26

2016-11-04

教育部长江学者和创新团队发展计划项目(IRT1293)

张安琪(1989—)，男，博士生，主要从事生物质资源开发与利用研究，E-mail: zhanganqi07@126.com

韩鲁佳(1964—)，女，教授，博士生导师，主要从事生物质资源开发与利用研究，E-mail: hanlj@cau.edu.cn

S817.11+5

A

1000-1298(2017)01-0073-08