可调行距高速水稻插秧机移箱机构设计毕业论文.docx

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可调行距高速水稻插秧机移箱机构设计毕业论文

安徽农业大学

毕业论文（设计）

论文题目可调行距高速水稻插秧机移箱机构设计

姓名xx学号xxx

院系xxx专业xxxxxxxxxxxxxxx

指导教师xxx职称xxxx

中国·合肥

二o一五年五月

目录

1.绪论1

1.1课题研究的目的和意义1

1.2国内外水稻插秧机移箱机构研究现状2

1.3课题的内容3

2.总体结构设计及工作原理3

2.1移箱总体结构和基本原理3

2.2移箱机构关键零部件4

3.主要零部件设计及校核6

3.1移箱机构设计要求6

3.2螺旋轴最小直径的设计6

3.3螺旋槽的设计7

3.4转向槽的设计9

3.4螺旋轴的校核12

结论14

致谢15

参考文献16

Abstract17

可调行距高速水稻插秧机移箱机构设计

作者：

xxx指导老师：

xxx

（xxxx大学工学院11级农业机械化及其自动化合肥230036）

下载须知：

本文档是独立自主完成的毕业设计，只可用于学习交流，不可用于商业活动。

另外：

有需要电子档的同学可以共同进步，建设社会主义和谐社会。

摘要：

水稻是我国主要的粮食作物，在解决人口温饱以及粮食安全问题中起到了举足轻重的作用。

但随着农村人口老龄化水平慢慢提升和年轻劳动力的行业转移的提升，传统种植人工移栽方式劳动强度大、效率低，因此，发展机械化移栽迫在眉睫。

但目前国内生产上使用的高速插秧机行距固定，而我国各个地区的地域条件不一样，对水稻植株之间的行距要求也不尽相同。

为保证不同的水稻品种能在合适的行距下种植，提高插秧能力，水稻产量达到最大，故需研制一种可调宽窄行高速插秧机。

移箱机构是可调宽窄行高速插秧机核心机构，故设计一种可调宽窄行高速插秧机移箱机构。

本文在主体机械的基础上，对移箱机构进行结构的优化与设计。

通过参数优化，增强螺旋轴等零部件的耐磨性和实用性。

根据可调宽窄行高速插秧机和功能工作性能要求，提出了总体设计方案，对主要零部件进行详细设计，并进行校核，保证设计的合理性。

关键词：

可调行距高速插秧机移箱螺旋轴

1绪论

人多地少是我国的基本国情。

如何在有限的土体上实现产量最大化一直是众多科学界工作者追求的目标，也是捍卫我国粮食安全问题的重要举措。

在众多农作物中，水稻因其单产最高、种植面积最大、总产量最高毋庸置疑在我国是最主要的粮食作物。

在解决全国人口的温饱问题中起到了不容忽视的重要作用。

毛泽东同志曾说过：

“农业的根本出路在于机械化。

”从全国范围来看，我国已基本实现了水稻的机械化收割，但在播种种植环节的机械化水平却较低下。

1.1课题研究的目的及意义

我国幅员辽阔，土地面积广，南北跨越度大，气候不一，种植农作物种类多样，对于同一种农作物种植的方式也不同。

对于水稻种植，南方以水田种植为主，北方以旱植为主，这也就对水稻插秧机有了不同的性能要求。

再加上阳光照射等多种地理环境的影响，对于行距的要求也很大。

市场的前景以及容量大小主要取决于用户需求。

所以在高速插秧机飞速发展的同时，宽窄行水稻插秧机应运而生。

但从目前的市场和需求来看宽窄行水稻插秧机送秧量等已无法满足众多用户需求。

现在高速插秧机的广泛推广，使得移箱机构也必须与之发展速度相适应，以此完成水稻的高速插秧，提高插秧机的工作效率。

而且在中国，由于各地区地形、地貌的差异，致使不同地区对机插秧作业的性能要求不同，导致水稻种植的行距不尽相同。

所以研究行距可以根据农技、质量、土地等方面的不同需求做出相应调节的可调行距高速插秧机的移箱机构势在必行。

移箱机构是现代化插秧机的重要组成部分之一，决定了秧针每次的取秧量,影响整机的工作性能。

因此，设计工作可靠的可调行距移箱机构是实现水稻种植走向大面积、规模化作业、增加农民收入、推进农业走向现代化的重要保障。

1.2国内外水稻插秧机移箱机构的研究现状

纵观移箱机构的研究历程，从人力插秧机移箱机构到机动插秧机移箱机构，从间歇性送秧到连续性送秧，其工作效率毋庸置疑已作出了非常大的提高。

移箱机构的具体形式也随着其发展研究而呈现出多种多样。

早期的移箱机构以链条式移箱和转盘齿条式为主，后期随着高速水稻插秧机的出现，逐渐向多轴式移箱机构转型，以三轴式和四轴式为主。

而其也在不断的研发优化过程中由早期的停顿式工作逐渐向具备缓冲机制的持续送秧机构转型。

至今为止，无论是国内还是国外其毯状苗插秧机选取的都是持续送秧的移箱方法。

这种方法下移箱的具体工作过程是：

秧箱不停顿地横向连续移动，当其移动到两端极限位置时，秧箱为保证换行后能顺利取到第一个秧苗而停歇一次，在转向的时候通过纵向送秧机构的作用来实现同步纵向送秧。

这种机构的优点是在这一个完整的送秧进程里，因为螺旋轴的运动方式自始至终都是做匀速的单向转动，这样就避开了由移箱的停顿而导致的惯性冲击。

以此在增强了插秧速度以及送秧速度的同时，还可以减缓移箱机构中螺旋轴所受到的破坏以及其带来的磨损。

在水稻插秧机方面，走在技术前沿的一直是日本和韩国。

日本率先发明了井关PF100型插秧机，在韩国的LG、大同等厂家生产的国际牌插秧机在当时也享有不错声誉。

但是这些厂家生产的机械都是固定行距，也没有在可调行距方面做出研究，所以也没有在移箱机构做出相应改进。

国内最早对宽窄行水稻插秧机领域进行探索和研究的是赵匀教授。

2010年赵匀教授率先对高速水稻插秧机的分插机构进行了设计，研发出宽窄行水稻种植机械，实验效果良好。

扬州大学紧接着也专注于可调行距插秧机的研究，但其仅限于固定行距可调，受到很大限制。

从中可以看出，无论是赵匀教授的可调宽窄行插秧机还是扬州大学的可调行距插秧机，都没有能为满足市场需要研制出横、纵向都可调的移箱机构。

近年来，安徽农业大学“作物生产机械与智能装备”创新团队在高速水稻插秧机的可调行距研究上实现了新的突破，研发了2ZGK-6型可调宽窄行高速水稻插秧机，在一定范围内实现了插秧行距的无级调节，成功制造出样机，实验结果较理想。

1.3课题的内容

本文研究的主要内容是可调行距高速插秧机移箱机构的设计。

根据中国不同地域的不同种植要求设计出与可调行距插秧机相配合的移箱机构；通过参数设计，使螺旋轴等零部件的耐磨性和实用性满足要求；通过三维软件对其主要零部件进行三维建模，增强设计直观性；通过对设计结果的校核，保证设计的合理性。

2总体结构设计及工作原理

2.1移箱总体结构设计和基本原理

1.圆锥齿轮轴2.分插机构驱动轴3.链条4.移箱动力输入轴

5，8.齿轮6.纵向送秧轴7.螺旋轴9.横向送秧轴10.滑套

11.滑块12，13.凸轮14.纵向送秧杆

图2-1一种高速插秧机移箱机构结构简图

Fig.2-1Schemeofvariableleadseedlingfeedermechanism

图2-1是一种高速插秧机的移箱机构简图。

该机构主要由横向送秧轴、纵向送秧轴、移箱动力输入轴、圆锥齿轮轴、分插机构驱动轴、链条、齿轮、滑块和滑套等主要零部件组成，其中位于主箱体内部的四根轴分别用来完成横向移动及纵向送秧，位于副箱体内部的机构一方面承担分插机构的驱动，另一方面负责把动力传送到主箱体内。

动力经由圆锥齿轮轴输送到分插机构驱动轴，以供其驱动分插机构完成纵向送秧。

接着动力再链条向移箱动力输入轴输送，经过一对齿轮，调整到合适的传动比继而向横、纵向送秧轴传递，在滑块、凸轮和纵向送秧杆的共同作用下完成横向移动和纵向送秧。

移箱机构存在的意义是可以使取秧爪在秧箱的有限工作范围内有序且快速的进行取秧，从而使移秧箱和秧苗连成一个整体，做同步的移动和停顿。

移箱机构主要由螺旋凸轮轴、移箱轴、指销、指销座的共同配合来控制移箱的、行程及移动距离。

传动轴将力传递给一对直齿轮和一对圆锥齿轮，以此带动螺旋凸轮轴的旋转。

指销插在螺旋轴上的螺旋槽内，沿着螺旋槽斜面移动，以此带动固定在移箱上的指销套随之横向移动，指销套与移箱轴的联合行动使移箱轴实现左右移动。

因为秧箱和移箱轴两端采取的是固定连接，所以秧箱随之移动，以此完成一次完整的移箱动作。

2.2移箱机构关键零部件

（1）螺旋轴

螺旋轴是插秧机移箱上主要零部件之一，也是承受移箱作用力最大，最容易发生失效的零件之一。

在一根实心轴上按照一定的旋转角增开两个反向旋转的滑道便形成了螺旋轴的大体结构。

插秧机移箱机构上的螺旋轴与滑套、转子等部件配合，共同完成轴向定位和传动，完成横向送秧。

考虑到其工作工程中反复经受磨损，其材料选取为40Cr。

其三维模型如图2-2所示。

图2-2螺旋轴

Fig.2-2Screwaxis

（2）滑套

螺旋轴上的滑套的运动主要是在转子的带动下进行的。

位于滑套内部的转子绕轴轴转动，滑套被带着转动并横向移动，从而带动移箱的横向移动。

该部件在工作过程中一直处于运动状态，其作用和工作环境决定了其必然经受磨擦，长此以往容易造成零件自身的磨损。

为防止磨损失效或者增强其使用寿命，当其与相配合的轴之间的磨损到一定程度时，必须按规定对其进行换新处理。

因此考虑到该因素，在设计的过程中应该选择硬度稍低但耐磨性能良好的适当材料为滑套来保护螺旋轴，使其避免受到严重的磨损。

其三维图为2-3所示.

图2-3滑套

Fig.2-3Slidingsleeve

（3）滑块（转子）

滑块，亦称转子。

导程滑块常采用圆柱指销形式，其圆柱体与柱指销座配合，起着传递动力的作用。

设计时采取具有一定长度（作为导向用）和粗细的主体，其端部为导向舌，其宽度与凸轮轴的螺纹槽配合，其长度不能太短，要大于螺旋槽交叉外的长度，才能具有了良好的导向作用，以防止到“十字路口”出现顶撞和乱转现象；但过长又会在端头转向时发生困难。

由其性能可知，其材料必须具有适当的硬度和耐磨性，同时还要能够承受运动过程中受到的摩擦。

所以可采用铸铁或者优质钢，其热处理表面硬度要比凸轮轴稍低些。

其三维图如图2-4所示。

图2-4滑块

Fig.2-4Slider

3主要零部件设计及校核

3.1移箱机构设计要求

移箱机构的作用主要是通过其精准、均匀地移箱，使秧苗做轴向移动，以此配合秧爪顺利取秧，并能够向秧门不断补充。

为完成此作用，对移箱器的设计要求如下：

（1）为保证秧爪能够准确有序取秧，要求秧箱每次的移距需与秧爪的每次取秧宽度相配合。

（2）为保证秧箱内每排秧苗都能够被全部取完，移箱行程需与秧箱宽度相配合，同时还要避免秧爪外侧与秧箱内壁的相互干涉。

（3）为保证秧爪每次都能够顺利取走一排秧苗的第一块秧苗，针对盘育带土苗，还要保证移箱移至两端极限位置时能够停歇一次。

（4）移箱轴采用换挡结构，分别适应于中苗与小苗不同取秧面积的要求。

（5）传动平稳，结构简单。

3.2螺旋轴最小直径的设计

在移箱机构中，螺旋轴是最为重要的部件。

同时螺旋轴也是整个机械中受力最大的部件，因此对此部件必须要集中设计。

为避免螺旋轴在工作时受到的作用力过大而导致断裂，所以在设计计算螺旋轴输入端的最小轴径的尺寸时，必须对其进行功率校核。

查机械设计可知，由于螺旋轴在工作时所受的弯矩不大，所以采取按许用扭剪应力的方法进行计算。

假设螺旋轴受到的扭矩是T（N.mm），那么螺旋轴所受的的扭剪应力为：

τT=≈≤[τT]

式中：

τT—扭转切应力，MPa；

T—轴所受的扭矩，N·mm；

WT—轴的抗扭截面系数，mm3；

n—轴的转速，r/min；

P—轴传递的功率，kW；

D—计算截面处轴的直径，mm；

[τT]—许用扭转切应力，MPa，

由上式得轴的计算公式：

（3-2-1）

式中，查机械设计手册可得轴的几种常用材料的[τT]和A0值，如表3-1所示。

表3-1轴的不同材料的[τT]和A0的取值范围

轴的材料

3Cr13、35SiMn、38SiMnMo、40Cr

45

35、Q275（1Cr18Ni9Ti）

20、Q235A

[τT]/A0

35--55

25--45

20--35

15--25

A0

由于要提升轴的耐磨损性，选取轴的材料为40Cr，由上表的取值范围可知，[τT]可选取的数值为45MPa，A0相应的可选取的数值为102.

在这里选择的宽窄行水稻插秧机原型机为久保田的一款型号为SPU68C的插秧机，所以在动力的选择方面可基本保持一致。

根据SPU68C插秧机维修手册以及农业机械学中农业机械设计部分查询的数据来进行初步的计算和设计。

从以上资料中，可以得知，螺旋轴转速n=665r/min；轴的输入功率约为P=1.35KW。

将n=665r/min，P=1.35KW代入公式（3-2-1），得到

根据设计要求，在计算结果的基础上还要乘以安全设计系数，在这里取1.05，则

d≥129.153×1.05=13.5611mm

所以，最终得出轴的最小直径选为14mm，其大径选择20mm。

3.3螺旋槽的设计

秧箱精准移动的实现，主要取决于螺旋槽的设计，因此，螺旋槽的设计要满足移箱性能要求。

秧箱每次的移距需与秧爪的每次取秧宽度相配合，以此保证秧爪能够准确有序取秧；为保证秧箱内每排秧苗都能够被全部取完，移箱行程需与秧箱宽度相配合，同时还要避免秧爪外侧与秧箱内壁的相互干涉；为保证秧爪每次都能够顺利取走一排秧苗的第一块秧苗，针对盘育带土苗，还要保证移箱移至两端极限位置时能够停歇一次等性能要求都要在的设计及精准计算中得以保证。

（1）横向送秧每次移距b：

b=b0±Δ（3-3-1）

式中，b0—秧爪宽度（mm）；

Δ—调整宽度（mm）。

秧爪宽度b0=14mm。

设定的取秧宽度为10mm，即秧爪宽度b为10mm，将b=10mm与b0=14mm代入公式（3-3-1）求得Δ=-4mm，又由于微小间隙的存在，取Δ=-4.2mm。

反代入原式，则b=9.8mm。

（2）秧箱每一行程移箱次数ns及移箱行程Ss：

每一行程移箱次数：

ns=（Bs-b0-2Δbs）/b（取整数）（3-3-2）

式中：

Bs—秧箱内宽（mm）；

Δbs—秧爪与秧箱的侧向间隙（mm），取1～1.5mm。

移箱行程：

Ss=nsb

本设计中，选取的秧箱内宽参数为200mm，即Bs=200mm，Δbs在取值范围内选取1mm，将以上数据及b0=14mm，b=9.8mm，带入到式（3-3-2），计算求得：

将ns=19反代入式（3-3-2）中，由于此式中Bs、b0、b均不变，求得Δbs=0.3mm，偏小。

但由于此设计是在久保田SPU68C型插秧机的基础上改制，受到部分局限性，如秧针宽度，隔板宽度等均为已有值，故不方便再做调整。

此值偏小可能造成取秧未到两端时，秧苗已被取尽，但对于实验的样机，对结果影响不大。

综上，秧箱每一行程移箱次数为19次，即每一行程分秧20次。

（3）螺旋槽总长度：

（3-3-3）

（mm）。

（4）螺线导程：

t=2×b（3-3-4）

将=10mm代入式（3-3-4），得，t=2×10=20（mm）。

（5）圆柱螺旋槽凸轮设计：

①凸轮转角：

即秧箱移动一个行程，凸轮所转过的角度。

θt=2nπ（3-3-5）

在国内外广泛应用的连续移箱带土苗插秧机上使用。

为螺旋槽圈数。

本设计中，每次移距对应螺旋槽转角为180°，此时有公式：

n=（ns+1）/2=（19+1）/2=（19+1）/2=10；（3-3-6）

故凸轮转角为θt=2nπ=2×10×π=3600°。

②圆柱螺旋轴计算：

螺旋轴外径D外=20（mm）；

螺旋轴内径D内=14（mm）；

螺旋轴中径D中=17（mm）。

③凸轮槽螺旋升角计算：

tanαt=t/（πD中）（3-3-7）

式中，t—螺线导程（mm）；

D中—螺旋轴中径（mm）。

由螺旋轴计算可知D中=17mm，t为螺线导程，由（3-34）中计算可知t=20mm，

代入相关数据可求得：

tanα=0.3745

α=arctan=arctan0.3745≈20.53º

为了避免机构产生自锁现象，在机械机构设计中，需要根据凸轮材料和从动件的材料来进行确定螺旋升角αt。

由于其大小受最大许用升角的限制，所以不宜采用过大，更不能超过最大许用升角。

经查机械设计手册得出当钢与钢或者和铸铁之间发生相对滑动时，许用升角最大为38°。

对比结果，，因此此设计不会发生自锁现象，即设计合理。

（6）轴中间段螺旋槽长度S中：

S中=（n－1）×t（3-3-8）

将n=10，=20mm代入公式（3-3-8）得：

S中=（10-1）×20=180（mm）。

（7）轴两端转向槽长度S端：

S端=Ss－S中（3-3-9）

将Ss＝186mm，S中＝180mm代入公式（9）得:

S端=186－180=6（mm）；

所以轴一端转向槽长度：

0.5×S端＝0.5×6＝3（mm）。

3.4转向槽的设计

对于高速水稻插秧机，设计者大多会考虑到如何避免螺旋轴及滑块的磨损这一问题。

为了最大可能地减小磨损，设计者多半选择对螺旋轴两端的转向回转曲线进行优化设计。

图3-1所示的是移箱机构受力分析图，其中阻止或者推动栽秧台运动的分力来自于在螺旋轴轴向方向上产生的F1、F2，即螺旋轨道对滑块的作用力。

对螺旋轴两端的回转过度曲线进行优化可使滑块换向时受到的冲击力大大减小。

V：

滑块在横向的移动速度MOZ：

滑块受到的螺旋轴齿槽的力偶矩：

螺旋轴的角速度

N：

滑块所受到的支持力Fr2：

螺旋轴齿槽对滑块在Z方向的作用力Ft2：

齿F2为滑块受到滑套Z方向的平衡力槽对滑块在Z方向的作用力G：

滑块受到的重力Fa2：

齿槽对滑块在Y方向的作用力：

F1：

滑块受到滑套在Y方向的平衡力Q：

Fr2、Fa2、Ft2的合力

图3-1移箱机构中螺旋轴和滑块的受力分析图

为了等效该过程中滑块所受到的轴向力，不妨假想存在一种缓冲物或者直接称之为弹簧，通过这种缓冲物来减冲该过程中模型中出现的弹簧力。

于是可以设F为弹簧产生的力；k为弹簧的弹性系数；ff为所有摩擦力；v为秧箱工作时其中间移动的线速度；x1为弹簧变形长度；m为总质量，主要包括秧箱质量和所有由移箱机构带动的有关零部件；μ为栽秧台移动的时候的摩擦系数，在滑块刚刚进入回环轨道的时候，弹簧不受外力，处于自然状态。

利用动能守恒定律可建如下方程：

（3-4-1）

利用摩擦力做功可建如下表达式：

（3-4-2）

利用弹簧力做功可建如下表达式：

（3-4-3）

联立式（3-4-1）、（3-4-2）、（3-4-3），可求得最终弹簧的弹性系数：

。

（3-4-4）

以此完成了等效模型中关于弹簧刚度这一环节的设计和计算。

接着确定各项参数大小。

其中m值根据葛俊实验数据得来；速度v是通过机器工作时所行驶的线速度与横向取秧的宽度和株距之间的关系，算出其在理论上的最大取值；x1是在设计之初时自定给出，但设定原则不允许超过螺距x值的一半；μ值是查阅机械设计教科书以及理论力学教科书得出。

以上各参数的数值大小具体值见表3-2。

表3-2获得弹性系数的各参数值

m/kg

v/m·s-1

x1/mm

μ

75

0.213

6.2

0.07

将表（3-2）的数据代入公式（3-4-3）可算出k值为

这样就得到了在转向的过程中，滑块在轴向上所受到的弹簧力。

由以上的计算可基本求出弹簧力的大小，接下来针对其回转的轨道曲线进行优化。

要得出t与s之间的关系，即要得出滑块在某一时刻t时，其在螺旋轴回转轨道轴向即x方向的位移s（这里的位移为横向位移）。

为了得出t和Φ这二者的关系，要明确在某时刻t，螺旋轴在该过程中绕其自身的轴心旋转所经过的角度φ。

最终根据以上的关系，求出滑块在螺旋滑道x方向的横向位移与螺旋轴绕自身轴心旋转角度的关系，即s与Φ的关系。

建立力学形式运动方程：

（3-3-4）

该式中F=tanφmg（3-3-5）

联立式（3-3-4）和式（3-3-5），运动方程解得

（3-3-6）

该式中C1=b/a，

a=k/m，

b=F/m，

C2=，其中Pz为螺旋槽螺距。

代入以上各已知参数，可计算并求得以下关系式：

（3-3-7）

由于螺旋轴匀速转动，所以有φ=ωt，将其带入式（3-3-6），得出每时每刻φ和s的分别对应的数值，即当螺旋轴在某一时刻转过一定角度φ，位于螺旋轴上的螺旋线上的某点在这个时间里在x轴方向上做出相应的位移为s，最终可以得到回转轨道参数的最优值。

3.5螺旋轴校核

根据条件可以判定，螺旋轴受扭矩力远远大于其弯矩力，因此弯矩力可以省略，只按扭矩力来校核。

根据前者画出其扭矩分析图（静止状态下）：

图3-2螺旋轴扭矩分析图

按弯扭的组合条件，可知：

（3-5-1）

式中：

—轴的计算应力，MPa；

M—轴所受的弯矩，N·mm

T—轴所受的扭矩，N·mm

W—轴的抗弯截面系数，mm3

—对称循环应变力时轴的许用弯曲应力，MPa，

其中的值按机械设计书中附表15-1选用。

抗扭截面系数：

WT=≈0.2d3=0.2×173=982.6

截面上的扭矩：

截面上扭转切应力：

轴的材料为40Cr，调质处理。

根据机械设计附表15-1，查得σB=685MPa，σ-1=335MPa，τ-1=185MPa。

截面上，由于轴肩所形成的理论应力集中在系数ασ及ατ上，按照机械设计第九版中的附表3-2查取可得：

；又根据机械设计附图3-1查得轴的材料敏性系数为：

。

所以有效集中系数为

由机械设计附图3-3查得扭转尺寸系数为：

ετ=1.00；轴的加工按照要求需要进行磨削加工，查图可得表面质量系数为：

βσ=βτ=0.09。

计算得综合系数为：

由机械设计第三章第二节查得：

φτ=0.1~0.15，取φτ=0.1

于是安全系数Sca值为：

故可知其安全。

结论

（1）通过查阅大量相关资料，学习了解了国内外移箱机构的发展现状和国内可调行距高速插秧机的发展现状。

（2）基于可调行距高速插秧机的发展现状，针对可调行距高速插秧机存在的问题，提出了可调行距高速水稻插秧机移箱机构总体设计方案。

（3）根据整机性能要求，对移箱机构关键零部件进行详细设计，并利用Catia三维建模软件对其关键零部件进行三维建模，使设计和优化更直观。

致谢

时间飞逝，曾经喋喋不休地抱怨何时是尽头的四年的大学生涯即将结束。

在本科毕业论文即将完成之际，向在论文中帮助过我的老师及研究生师兄、师姐和同学们表答最真诚的谢意，也向在生活中对我有过帮助的老师和同学们表示感谢。

首先要感谢我的指导老师朱德泉教授。

在上学期的农业机器人教学中，我已被朱老师严谨的教学精神、渊博的专业知识、以身作则的崇高品质所深深折服。

严师出高徒，朱老师所带的研究生桃李满天，学生科研成果硕果累累。

但我不是个听话的好学生，没少让朱老师花费心思和功夫。

没有朱老师的悉心教导和敦敦教诲，我相信我无法完成论文的检验。

我相信朱老师那诲人不倦的精神以及高尚的品质在日后生活中都将深深影响着我，并让我在人生的道路上受益匪浅。

我将牢记导师教诲，在以后的人生道路上严以待己，宽以待人。

谨在此向朱老师表达我最崇高的敬意！

同时感谢朱老师所带的研究生们和同学在课下抽出宝贵时间对我的论文提出的宝贵意见和建议，帮助我排忧解难，使我的论文不断趋于完善。

没有你们，相信我也