核桃剥壳器论文.doc

核桃剥壳器毕业设计论文

系 别： 自 动 化 工 程 系
班 级： 11级机械设计与制造3班
学 号： 2201120302326
姓 名： 黄 靖
指导老师： 旷 江 明

摘要
本文首先提出核桃机械剥核取仁的必要性和重要性。提出了双齿盘一齿板式剥核原理及最优设计参数，并研制了核桃脱壳机。其中主要包括总体方案的确定，各部件的设计与计算，总装与零部件装图纸；完成设计后，分析了它的特点、优势，以及存在的不足，需要改进，提出了一些改进措施。
关键词：核桃；机械；剥核

Design Of Decorticator For Walnut
Student:
Tutor:

Abstract：It’s necessary to crack walnut by machine. Cracking principle was put forward. The cracking machine and its optimal parameters were designed, which included the Determining totality scheme, the design and calculation of every components.Total assembling and every components’drawing. After complete the design, analyze the feature, superiority and some defects. Aiming at this defect and raise some improvemeng steps.

Keywords： walnut；machine；craking

1 前言
核桃，是人们常见的食物。它营养丰富，具有健脑、补肾、美容、降血脂四大功效。核桃和核桃仁还是我国传统的出口商品。
但是，由于核桃壳坚硬，手工剥核极其不便而且费时费力。因此，提高核桃取仁的机械化程度，是生产过程中急需解决的问题。
鉴于此，本设计根据以往的研究与资料，提出了双齿盘——齿板式剥核原理以及最优设计参数，并研制了核桃脱壳机。本机能完美的解决核桃难剥核和人工剥核不能保证仁的完全性难题，且又有较高的生产率和较高的高路仁率。
本次设计采用常见的电机作动力源，利用V带减速和传递功率。利用轴旋转带动齿盘的转动，齿弧板固定，从而机器能够连续的工作，大大提高了生产率。

2 设计的目的、意义、国内外动态
核桃，在我国有两千多年栽培历史，并逐渐由我国西部扩展到黄河流域。目前，全国核桃产量10万多吨，其中山西、陕西、云南和河北四省年产量均在万吨以上。核桃和核桃仁是我国传统的出口商品，外贸部门根据核桃仁的完整程度将其分为一路仁、二路仁和碎仁。一路仁是指半仁及大半仁，二路仁是指四分仁以及比1/4大的三角仁，比1/4还小的仁称为碎仁。二路仁与二路之和统称为高路仁。高路仁重与仁总重的比值称为高路仁率，这是评价核桃脱核机的一个重要指标，另一个指标是：
剥核率=（核桃总量—含仁的核重）/核桃总重
核桃的总类：
核桃划分为四个品种群，(如表1)
表1 核桃品种群
Table 1 Walnut Cultivar Group
品种群 核桃壳厚度 含仁率（%） 横膈膜 内褶壁 取出仁
（mm）
纸皮核桃 <0.9 >65 退化 退化 全仁
薄壳核桃 1~1.5 50~64 呈膜质 退化 半仁
中壳核桃 1.6~2.0 41~49 呈革质 不发达 1/4仁
后壳核桃 >2.1 <41 呈骨质 发达 碎仁
注：1.横隔膜是指分隔开两半仁的十字架式的薄膜
2.内褶壁是指凹凸不平的内壁

因此，此种核桃脱核机所剥核的对象是指核桃壳厚度小于2mm，横膈膜退化或呈膜质、革质，内褶壁退化或不发达，较易于用机械剥壳取仁，包括纸皮、薄壳和中壳核桃品种群。目前，此种核桃占全部核桃的85%~90%，随着无性繁殖的推广和品种的进一步改良，夹核桃将逐渐被淘汰。故本文着重研究品种纯度较高的云南漾濞县产的薄壳核桃作为本机械研究对象。

图1 三种破裂方式
Figure1 Three rupture mode

3.1.1 核桃的旋转角度
采用第一种方式，核桃在圆盘之间没有旋转，故旋转角β=0。采用第二、第三种方式，核桃则绕接触点D2（D3）旋转，由于核桃表面粗糙，可认为向下无滑移，运动过程简化为绕瞬心D2（D3）点作向下纯滚动，可分解为绕质心（圆心）的匀速转动和质心的匀速平动。
匀速转动的角速度ω=(v/2)/(d/2)=v/d，式中v为圆盘线速度。
当核桃开始受挤压时，旋转的圆盘带动核桃边转动边向下平动。当圆盘转过α角时，核桃向下平动的圆弧长度L：
(3-1)
所用时间： (3-2) 核桃旋转角：
(3-3) 当r,d一定时，β与α成正比关系。比较第二、第三种方式，挤入角α3>α2，则β3>β2。因此，第三种方式最有利于壳的全面破裂。
3.1.2 核桃的压缩变形曲线
根据几何尺寸关系，运用三角形的余弦定理核正弦定理，就可以求出这三种方案的压缩变形量δ（α）与圆盘转角α的关系式，简称压缩变形曲线。δm是指最大压缩变形量。
对于第一种方式：

δ（α）=C1D1-C1D1’=2r[cos(α1-α)- cosα1] δm=2r(1- cosα1)
对于第二种方式：

δ（α）=-B
(3-4)
(3-5)
(3-6)

选取 r=100mm, d/2=10.4mm, S=19.1mm. R=180mm, 就可以绘制出三种方式下的压缩变形曲线。（如图2）
第三种曲线变化最平缓，斜率最小，这就意味着壳达到相同的变形量而出现初始裂纹时，第三种方式下圆盘转过的角度最大，因而核桃在出现裂纹这一过程中所转过角度也是最大的。这就使得壳上受挤压力作用而出现初始裂纹的区域最大，最有利于壳的全面破裂。
这三条曲线的最大变形量虽然非常接近，但第三条曲线的挤入角明显大于第二条。这就使得曲线变化缓慢。在挤压后期，挤压变形量增加缓慢，避免对剥离出来的仁的挤压破碎，提高取仁质量。

图2 三种挤压方式的压缩变形曲线
Figure2 Deformation mode of the three curves extruded

3.2 双齿盘齿板式剥壳原理及最优设计参数
3.2.1 剥壳原理
在前面分析基础上，提出了双齿盘一齿板式剥壳原理(如图3)。当核桃喂入到剥壳装置中，齿盘的旋转带动核桃边缘旋转边向里挤入，一定间距的齿尖不断地沿着壳表面压，使得裂纹不断扩展，部分壳和仁分离出来，最后壳基本上完全破裂，碎壳和仁通过最小间隙向下掉出来。
齿盘和弧齿板的斜面角度为45°，长度为8mm。在倒角面上分布着一定尺寸的小齿。随着挤压变形量的增加，壳表面变平甚至出现凹坑，则齿数由1个增加到2、3个甚至4、5个。这样在接触处产生的初始裂纹条数多又长，由于核桃的旋转使整个圆周都产生裂纹，使壳完全均匀地破裂。

图3 双齿盘——齿板式剥壳原理
Figure3 Bidentate disk - Principles of tooth plate peeled

3.2.2 理想挤入角
理想的挤压破裂过程要求核桃从挤压开始到破裂结束转过半圆，即β=180°，保证核桃在整个圆周上都产生裂纹，壳的破裂全面而均匀。那么，理想挤入角为：

假定齿盘直径200mm，考虑到核桃在挤压过程中的速度要发生变化，取修正角为3°，d为简化的核桃直径，即相应两接触间的实际距离，d与横径均值D的关系为：

每一尺寸等级核桃的r’和(如表2)

表2 每一尺寸等级核桃r’和α3
Table 2 Each size grade walnut r’and α3
横径范围 30~32 32~34 34~36 36~38 38~40
（mm）
横径均值D 31 33 35 37 39
（mm）
简化圆的
半径r’(mm) 9.0 9.7 10.4 11.1 11.8
理想的挤入
角α3（度 ） 17.8 18.9 19.9 21.0 22.0
3.3 偏心圆弧板最佳半径的确定
为了保证在挤压破裂过程中对仁不造成破碎，应使最大压缩变形量小于不使仁压碎的最大挤压变形量，即δm≤1.6～2.5mm,当给定
α3、r、r’时，不同的R将产生不同的δm和最小间隙s（理论调节值）。计算公式如下：
(3-7)
故：
S=R-r-*sinK3
δm=r’-S
将核桃分为5个尺寸等级，即有5组r’和 α3，绘出每组δm—R曲线，δm随R增大近似成线性增加。当R为较小值时，δm也较小，不足以使壳完全破裂。当R为较大值时，才能获得较好的剥核取仁性能。对每一组δm—R曲线加以比较，发现当D增大时δm也增大，这就要求所选取的R值对每一尺寸等级的核桃都能获得较好的剥核取仁性能。选取R=180mm, δm的变化范围为1.8～2.7mm。数值上比较接近不使仁压碎的最大挤压变形量。

3.4 主要组成部分特点
3.4.1 电动机
由于核桃脱核机的生产率为40kg/h，所以选择功率小、转速低、价格低、体积小的电动机，该电动额定功率为0.75kw，同步转速n=910r/min，即为Y90S-6型号。该电动机额定电压380V，频率50Hz。
3.4.2 皮带传动装置
核桃脱核机选用V带的传动装置，传动比i=5
3.4.3 轴
轴的材料主要选择45号钢，轴的固定采用角接触球轴承，采用轴肩定位。

4 传动设计计算、零部件的强度刚度计算
4.1 传动设计计算
4.1.1 电动机的参数
选用最常见的Y系列三相异步电动机(ZBK22007-88), 型号：Y90S-6，额定功率：0.75KW,满载转速：910r/min。
4.1.2 V带轮的设计选择计算
确定计算功率Pca
计算功率Pca是根据传递的功率P，并考虑到荷载性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的。即
Pca=KAP (4-1)
式中：Pca-计算功率，单位为kw；
P-传递的额定功率，单位为kw;
KA-工作情况系数，见表8-6
查表8-7，取KA=1.18，带入公式得：
Pca=KAP=1.18*0.75=0.885kw
选择带型
根据计算功率Pca和小带轮转数n1有图表8-8选定带型选择普通V带Z型。
确定带轮的基准直径dd1和dd2
初选小带轮的基准直径dd1
根据V带截型，参考表8-6及表8-8，选取dd1=63mm
验算带的速度V
根据式（8-13）来计算的速度

将,带入式中，得：

计算从动轮的基准直径dd2
确定中心距a和带的基准长度Ld
如果中心距未给出，可根据传递的结构需要初定中心距a0,取

即代入,,得：

初取
a0确定后，根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准长度
(4-2)
将，,代入上式中，得：

根据L’d由表8-2中选取和L’d相近的V带的基准长度Ld，取由于V带传动的中心距一般是可以调整的，固可采用下式作近似计算，即

考虑安装调整和补偿预紧力的需要，中心距的变动范围为：

验算主动轮上的包角α1
根据（8-6）及对包角的要求，应保证：

确定带的根数Z
(4-3)
式中：Kα— 考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数，查表8-5;
KL — 考虑到长度不同时的影响系数，简称长度系数，查表8-2；
P0 — 单根V带的基本额定功率，查表8-4a或8-4b；
△P0 — 记入传动比时影响是，单根V带额定功率的增量，其值见表8-4b或8-5d以上均查表的：Pca=0.885,P0=0.18,△P0=0.02，Kα=0.92，KL=1.16
带入上式可求得Z=4
确定带的预紧力F0
由式（8-7），并考虑离心力的不利影响时，单根V带所需的预紧力为
(4-4)
将代入上式并考虑包角对所需预紧力的影响，可将F0的计算式写为

将Pca=0.885kw，Z=4，V=3m/s，Kα=0.92,q=0.06kg/m
得：

计算带传动作用在轴上的力（简称压力轴）Fp
为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力Fp。如果不考虑带的两边的拉力差，则压轴力可以近似按带的两边的预紧力F0的合力来计算（图8-11），即

将Z=4，α1=150°，F0=64N代入上式，得：

4.1.3 轴的设计计算
求轴上的功率P2、转速n2和转矩T2
若取每级传动的效率为η=0.97,则

初步确定轴的最小直径
先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=120，于是得：

轴的最小直径显然是安装V带以动轮出的直径dⅠ-Ⅱ=35mm
轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案
本轴的装配方案采用如图3所示的装配方案

图4 轴的结构与装配
Figure4 Structure and assembly of the axis

初步选择轴承。选用角接触球轴承。参照工作要求并根据
dⅡ-Ⅲ=42mm,由轴承产品目录中初步选取标注精度级的角接触轴承7209AC，其尺寸为,估dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=45mm。而lⅦ-Ⅷ=19mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7209AC型轴承的定位轴肩高度h=17mm，因此dⅣ-Ⅶ=52mm。
取安装齿盘处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅥ-Ⅶ=52mm，右齿盘的左端左轴承之间采用套筒定位，右齿盘的右端与右轴承之间采用套筒定位。
已知齿盘的宽度为23mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿盘，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅣ-Ⅴ=20mm。两个齿盘的中间采用轴肩定位，轴肩高度,取h=6mm,则轴环处的直径dⅤ-Ⅳ=58mm。
轴环宽度b=12mm，则lⅤ-Ⅵ=12mm。
轴承端盖的总宽度为20mm（由机械及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装卸及便于对轴承添加润滑的要求，取端面的外端面与从动轮右端间的距离l=30mm，故取lⅡ-Ⅲ=50mm.
取齿盘距箱体内壁之距离a=16mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S=8，已知轴承宽度B=19mm,则
lⅢ-Ⅳ=47mm
lⅥ-Ⅶ=20mm
考虑到轴上的结构要对称，故到此全部确定轴的各段直径和长度

dⅠ-Ⅱ=35mm lⅠ-Ⅱ=60mm
dⅡ-Ⅲ=42mm lⅡ-Ⅲ=50mm
dⅢ-Ⅳ=45mm lⅢ-Ⅳ=47mm
dⅣ-Ⅴ=52mm lⅣ-Ⅴ=20mm
dⅤ-Ⅵ=58mm lⅤ-Ⅵ=12mm
dⅥ-Ⅶ=52mm lⅥ-Ⅶ=20mm
dⅦ-Ⅷ=45mm lⅦ-Ⅷ=47mm
轴上零件的周向定位
齿盘从动轮与轴的周向定位均采用平键联接。按dⅣ-Ⅴ由手册查得平键截面(GB/T1095-1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为mm（标注键长见GB/T1096-1979）,同时为了保证齿盘与轴配合有良好的对中性，故选择齿盘与轴的配合为H7/n6；同样，从动轮与轴的联接，选用平键为，从动轮与轴的配合H7/k6。轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图纸所示d。轴的润滑采用涂黄油的方式进行。

4.2 零件的强度刚度计算
求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7209AC型角接触球轴承，由手册中查得a=25.4mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。（如图5）
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。
现将计算出截面C处的MH、Mv及M的值(列表3)

图5 轴的载荷分析图
Figure5 Axis load analysis diagram
表3 截面C处的MH、Mv及M的值
Table 3 Section C at the MH, Mv and the value of M
载荷 水平面H 垂直面V
支反力F FNH1=2337N FNH2=1273N FNV1=1689N FNV2=-15N
弯矩M MH=36217N·mm MV1=32699N·mm Mv2=-440N·mm
总弯矩

扭矩 T=38000N·mm

按弯矩合成重力校核轴的强度
进行校核是，通常只校核对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即能是截面C）的强度，根据式（15-5）及上表中的数值，并去α=0.6,轴的计算重力：

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此 ,故安全。

4.2.1 精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面
截面A,Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的重力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按钮强度较为宽裕的确定的，所以截面A,Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受截的情况来看，截面C上的重力最大。截面V的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的重力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的重力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需要校核截面Ⅳ左右两侧即可。
截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数 :
抗扭截面系数 :
截面Ⅵ左侧的弯矩m为:
截面Ⅳ上的扭矩T为：
截面上的弯曲应力 ：
轴的材料为45钢，调质处理。
由表15-1查得 。
截面上由于轴肩而形成的理论重力集中系数按附表3-2查取。
因，，经插值后可查得：

又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为

故有效应力集中系数按式（附3-4）为：

由附图3-2得尺寸系数，由附图3-3得扭转尺寸系数轴 按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为

轴半径表面强化处理即,则按式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为

又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数
,取
取
于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）（15-8）则得

故可知其安全。
截面Ⅳ右侧
抗弯截面系数的W按表15-4中的公式计算

抗扭截面系数WT为：

弯矩M及弯曲应力为：

扭矩T及扭转应力为

过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并取于 是得

轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为:

故的综合系数为:

所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为

故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。
至此，轴的校核结束。

4.2.2 轴承的校核
查轴承样本可知，7209AC轴承的
求出轴承受到径向载荷R1和R2

求轴承的计算轴向力A1和A2
对于7209AC轴承按表13-7，轴承内部附加轴向力,其中e为表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力A未知，故设取e=0.40，因此可以估算：

按式（13-11），得：

由表13-5得：

求两轴承当量动载荷P1和P2,因为

由表13-5可查得径向载荷系数和轴荷系数为
对轴承1 X1=1 Y1=0
对轴承2 X2=1 Y2=0
固轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，

最后求验算轴承的寿命
因为，所以按轴承1的受力大小验算；

预期寿命8年
工作小时数：
固有,可满足寿命要求。

4.2.3 键的选择
由于小皮带轮与电机轴的联接传递和扭矩小，而键又长，现校核大皮带轮的平键：
由：

查表得：K=2.2,
则此键能传递的扭矩：

故此键安全。
附：
计算过程中所有表和公式来自《机械设计》第八版 濮良贵 纪名刚主编

5 结构设计
5.1 机体的机构设计
机体是箱盖（如图6）与箱体（如图7）铸造而成，材料为HT200,箱盖是安装主轴的，为了减少真个机体的重量，采用机座吧箱体支撑起来，再把箱盖和箱体连成一体使得整体的结构更简单、合理、稳定、减少了振动。机体的设计要紧密，以防止核桃不被挤压。
机体的下面安装电动机，皮带轮设置在机体外面，这样方便调节皮带的松紧，检查皮带轮的安装是否到位。

图6 箱盖
Figure6 Cover

图7箱体
Figure7 Box

5.2 入料斗的结构设计
入料斗(如图8)是保证进料顺利，起定料的作用，根据本机的整体特点，入料斗设计成矩形和梯形相结合的形状，且矩形的宽度为40mm，能保证刚好一个核桃进入齿盘进行剥壳。

图8 入料斗
Figure8 Into the hopper

6 存在的问题及改进措施
由于本机入料斗偏小，故存在频繁加料的问题，给加工带来麻烦。在出料斗的设计存在缺陷，剥壳出来之后，还要进行人工选仁和壳的问题。
主要改进措施：为了使全过程更趋于机械化，本人从原有基础上再设计了一个振动分离装置。 由于电机的转速过高，而分离装置转速要求较小，故通过减速达到所需要求。减速简图（如图9）

图9 减速装置简图
Figure9 Reduction gear diagram

利用核仁与压碎的碎壳重力不同进行分离。查表得出传送带的摩擦系数μ为0.3～0.5，取μ=0.4。
由力学知识，容易得出tanθ>0.4 。取θ=30°。即为倾斜角度。
采用曲轴（如图10），从而达到振动的效果，传送带必需具有一定的弹性。滚筒间的固定采用固定板。带传动计算过程参照上面方法，满足所需要求。

图10 曲轴
Figure9 Crackaxis

7 结论
1.仅仅了解书本上的知识是远远不够的，只有结合自己的实际情况运用到实践，这样才能更深地了解和学习好知识。
2.我们要在将来的工作中不断的积累经验，学会用自己的知识来解决实际问题。
3.觉得自己学到的知识太有限，知识面太窄，以后还有待加强训练和实践。
4.同时我们要不断地向别人学习，尤其要多向老师请教，他们可以让我们少走很多的弯路，同时也让我们知道很多优秀的设计方法和余总不同的设计理念。
5.所学的知识得到了一次较全面的巩固，同时有感到品是学的不够扎实，通过这次设计又学到了很多以前没接触到的新知识，提高了自己的自学能力。
6.创新设计是我们未来生存的法宝，所以从现在开始一定要有意识的锻炼和培养自己在这方面的能力。

参考文献
[1]钟海雁等.《 核桃生产加工利用研究的现状与前景》[J]. 食品与机械 ,
[2]吴子岳. 《绵核桃剥壳机的研究设计》[J]. 食品与机械 ,
[3]史建新，辛动军等.《国内外核桃破壳取仁机械的现状及问题探讨》[J]. 新疆农机化 ,
[4]张林泉.《剥壳机具的现状及效果改进方法的探讨》[J] .食品与机械
[5]史建新等. 《6HP-150型核桃破壳机》[J].粮油加工与食品机械 ,
[6]吴斌芳，张建钢，周国柱，张业鹏.《绵核桃剥壳取仁机的研制》[J].湖北工学院学报 ,
[7]辛动军,史建新. 《核桃剥壳机导向装置试验研究》[J]. 新疆农业大学学报 ,
[8]吴斌芳等.《绵核桃机械剥壳取仁参数选择及实验分析》[J]. 湖北工学院学报 ,
[9]吴子岳.《绵核桃剥壳取仁机械的研究》[J]. 农业工程学报 ,
[10]吴子岳.《核桃剥壳的力学分析》[J]. 南京农业大学学报 ,
[11]张仲欣. 《对辊窝眼式核桃开口机设计》[J]. 洛阳工学院学报 ,
[12]王步瀛.《机械零件强度计算的理论和方法》. 北京: 高等教育出版社,
[13]刘品.陈军.《机械精度设计与检测基础》.哈尔滨工业大学出版社.
[14]单辉祖.《材料力学》.高等教育出版社.
[15]杨可帧.程光蕴.李仲生.《机械设计基础》.高等教育出版社.

致 谢
三年的读书生活将在这个季节即将画上一个句号，而我的人生却只是一个逗号，我将面对又一次征程的开始。三年的求学生涯在老师、朋友同学的大力支持下，走得很辛苦却也是收获满囊，在毕业设计论文即将付梓之际，思绪万千，心情久久不能平静。
伟人、名人为我所崇拜，可是我更急切地要把我的敬意和赞美献给一位平凡的人，我的导师―旷老师。我不是您最出色的学生，而您却是我最尊敬的老师。您治学严谨，学识渊博，思想深邃，视野雄阔，为我们营造出了一种良好的精神气氛。授人以鱼不如授人以渔，置身其间，耳濡目染，潜移默化，使我不仅接受了全新的思想观念，树立了宏伟的学术目标，领会了基本的的思考方式，从论文的题目的选定到论文写作的指导，经由您的悉心的点拨，再经过思考后的领悟，常常让我有“山重水复疑无路，柳暗花明又一村”。
感谢我的爸爸妈妈。养育之恩，无以回报，你们的健康快乐是我最大的心愿。在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到论文的顺利完成，有多少可敬的学长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我最诚挚的谢意！
人生的道路还有许多的坎坷，不是一条通往光明之路，有痛苦，有伤心，有无助，有懊恼，也有面对一切所不能忍受的，这就是生活。但是生活确实有许多美好的东西，有些时候你不会看到它的本身的色彩，如果你用这种方式感受不到的话，不妨换一种方式去感受，也许它正是你所需要的那种生活方式。千万不要放弃生活，你放弃了它，生活也就放弃了你，人生贵在得失感受，会感到才会有幸福，在生活中如果你感受的多了，那你才会感受到生活里的美好，你才会知道你在前世所选择的是今生的最正确的。
感谢和我共度三年美好大学生活的2011级自动化工程系机械设计与制造班的全体同学。感谢成都理工大学工程技术学院自动化系的所有授课老师，你们使我们终身受益。感谢所有关心、鼓励、支持我的家人、亲戚和朋友，谢谢！