机械设计课程设计-搓丝机传动装置课程设计毕业论文.docx

机械设计课程设计说明书机械设计基础课程设计说明书设计题目： 搓丝机传动装置 四 系 120417 班设计者： 指导老师： 日期：2011-6目录目录2前 言4轴辊搓丝机传动装置的设计5一 课程设计题目51搓丝机传动装置设计52原始技术数据6二 拟定传动方案6三 传动装置设计71 机构初步设计72 设计参数8四 带传动主要参数及几何尺寸计算11五 齿轮传动设计计算121低速级122高速级16六 轴的设计与校核201初估轴径202轴强度校核201 高速轴202 中间轴233 低速轴25七 轴承的选择与校核271 输入轴承6203272中间轴轴承6209283输出轴轴承621628八 键的选择与校核29九 减速器箱体各部分结构尺寸31十润滑及密封形式选择321二级减速齿轮的润滑322滚动轴承的润滑323密封形式的选择32十一其他技术说明33十二 参考文献34 前 言搓丝机用于加工轴辊螺纹，上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块向后运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓制出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一个工件。本课程设计的要求是设计一套搓丝机传动装置，配以适当的电动机等零部件，实现自措置螺纹的功能。要求使用期限是双班制10年大修期为3年，电机单向运转，载荷比较平稳。我感觉自己的收获还是相当大的，从最初的方案简图，到A0的大图（我立起来画草图时要用1:1就用两张方格纸拼接了一下），再到最后的CAD制图，我花了很大的精力，也力图使自己所设计的图尽善尽美，同时感谢老师的指导，让我们逐渐学会了机械设计的基本方法，从一个完完全全的外行人一点点向内行迈进，为未来的自主设计能力的锻炼打下了坚实的基础。轴辊搓丝机传动装置的设计一 课程设计题目1搓丝机传动装置设计1、设计要求（1）搓丝机用于加工轴辊螺纹，基本结构如上图所示，上搓丝板安装在机头4上，下搓丝板安装在滑块3上。加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块向后运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓制出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一个工件。（2）室内工作，动力源为三相交流电动机，电动机单向运转，载荷较平。（3）动力源为三相交流380/220V,电动机单向运转，载荷较平稳。（4）使用期限为十年，每年工作300天；大修周期为三年。（5）专用机械厂制造，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。2原始技术数据最大加工直径/mm最大加工长度/mm滑块行程/mm搓丝动力/kN生产率/（件/min）81603003208403设计任务1) 完成搓丝机传动装置总体方案的设计与论证，绘制总体设计原理方案图；2) 完成主要传动装置的结构设计；3) 完成装配图一张（A1）,零件图两张（A3）；4) 编写设计说明书。二 拟定传动方案根据系统要求可知：滑块每分钟要往复运动40次，所以机构系统的原动件的转速应为40r/min。以电动机作为原动机，则需要机构系统有减速功能。运动形式为连续转动往复直线运动。根据上述要求，有以下方案，在方案中齿轮1、2可看作传动部分的最后一级齿轮。方案中采用了曲柄滑块机构，曲柄长度仅为滑块行程的一半，故机构尺寸较小，结构简洁。利用曲柄和连杆共线，滑块处于极限位置时，可得到瞬时停歇的功能。同时该机构能承受较大的载荷。应当选择曲柄滑块机构实现运动规律。整个搓丝机由电动机、带传动、二级减速器、曲柄滑块机构、最终执行机构组成。三 传动装置设计1 机构初步设计取曲柄长度为130mm，连杆长度为400mm，取连杆行程300mm。计算如下：最小传动角：rmin =arccosa+eb=43.8240急回特性：K=12=1.221.2,1.5满足要求。2 设计参数（1）工作机输出功率计算： 已知水平搓丝力大小为8KN，生产率为40件/min，根据adams仿真知滑块最大速度0.7578m/s。 则滑块功率为PH=F=80.7578 kw=6.06kw系统总效率为总=0.970.960.99=0.923 电动机所需实际功率为Pd=P输出总=6.060.923=6.57KW 要求Ped略大于Pd，则选用Y系列电动机，额定功率7.5KW( 2 ) 工作机转速40r/min传动比范围:V型带：ii=24；减速器：i2=840;总传动比i= i1i2=16160电动机转速可选范围为：nd=in w=6406400r/min 可知电动机应选三相异步电动机，380v。查表6-164得：型号同步转速满载转速功率Y160M61000r/min970r/min7.5kw（3）总传动比i=nm/nw=970/40=24.25初步取带轮效率为2，则减速器传动比为12.12有i1=（1.31.4）i2取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比 i1=4低速级传动比 i2=3.03（4）各轴转速n0=nm=970rminn1= n0/i1=485r/minn2=n1i1=160rminn3=n2/ i2=40r/min（5）各轴输入功率P0=Pd=7.5KWP1=Pd带=6.20.96=7.2KWP2=P11=7.056KWP3=P22=6.912KW（6）各轴输入转矩电动机所需实际转矩及电动机的输出转矩为T1= 9550P1/ n1=141.8NmT2= 9550 P2 / n2=421.155NmT3= 9550 P3/n3=1650Nm轴输入功率输出功率转矩转速传动比效率电机轴7.5KW970r/min高速轴5.952KW141.8Nm485r/min20.96中间轴5.716KW421.155Nm160r/min40.98低速轴5.489KW1650Nm40r/min3.030.98（7）根据结构尺寸要求作图如下 四 带传动主要参数及几何尺寸计算计算项目计算内容计算结果确定计算功率由公式Pc=kAP=1.37.5KwkA =1.3Pc=9.75Kw选取带型查机械设计书得选用B带选取小带轮直径查表4-15得dd1=132mm大带轮直径dd2=idd1dd2=264mm小带轮带速1=dd1n16010001=6.8m/s初选中心距a00.55(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)214.5mma0786mm初选a0=500mm带初步基准长度LdLd=2a0+2dd1+dd2+(dd1+dd2)24Ld=1630mm带基准长度Ld由表31-2Ld=2000mm实际中心距aa0+(Ld-Ld1)2amin=a0-0.015Ld=474mmamax=a0+0.03Ld=548mm选取a=500mm小带轮包角1=180-2180-dd1-dd2a57.31=165120适宜带的根数查机械设计书得：单根带基本额定功率P0基本额定功率增量P0包角系数k长度系数kLz=Pc(P0+P0)kkLP0=2.13KwP0=0.13Kwk=0.98kL=1.03z=4.534取z=5带的压轴力查表得：取l=0.10初压力:F0=500pz2.5k-1+l2FQ=2zF0sin12F0=241.80NFQ=2397N材料选取铸铁五 齿轮传动设计计算计算项目计算内容计算结果材料选取齿轮都使用45钢，调质处理，硬度229286HB平均硬度240HB；精度等级均为8级，闭式软齿面。有关数据以及公式引自机械设计基础（下册）1低速级计算项目计算内容计算结果（1）初步计算转矩T1T1=539Nm齿宽系数dd=0.8接触疲劳极限Hlim查表得Hlim1=710MPaHlim2=580MPa需用接触应力计算HPHP1=0.9Hlim1HP2=0.9Hlim2HP1=639MPaHP2=522MPaAd由表B1，估计11 Ad=766动载荷系数K K=1.4初步计算小齿轮直径d1d1Ad3KT1dHP2i+1i=76631.45391.252223.5+13.5 d1=130.84mm取d1=130mm初步齿宽bb=dd1=104.67mmb=104mm（2）校核计算圆周速度=d1n1601000=0.88m/s精度等级选取8级精度8级精度齿数z取z1=45z2=iz1=136+由于z1,z2互质取z1=44 z2=133 模数mt=d1z1查表取标准值确定齿数z1=d1mtz2=iz1=arccosmnmtd2=mtz2mt=3.068mmd2=408.044mm取mn=3=12.551005使用系数KA查表2-7得KA=1.25动载系数KV查表2-6得KV=1.05齿间载荷分配系数首先求解Ft=2T1d1KAFtb=117.4100N/mm非硬齿面斜齿轮，8级精度Ft=7985NKH=1.0齿向载荷分配系数KHKH=A+B0.6bd12+1+C10-3KH=1.38区域系数ZH查表得ZH=2.5弹性系数ZE查表得ZE=189.8MPa重合度系数Z查表得t=tan-1tanncosat1=cos-1db1da1同理由于无变位，端面啮合角t=t=12z1tanat1- tant+ z2tanat2- tant=bsinmnz=1t=22.91at1=22.17at2=22.091t=20.525=1.73=1.731z=0.76螺旋角系数ZZ=cosZ=0.99许用接触应力查2-17表取最小安全系数SHlim总工作时间th=33008盈利循环次数NL1=60n1th 单向运转=1NL2=NL1i表2-27取接触寿命系数ZNT齿面工作硬化系数ZW接触强度尺寸系数ZX润滑油膜影响系数取值HP=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlimSHlim=1.05th=7200hNL1=4.555107NL2=1.035107ZNT1=1.16ZNT2=1.20ZW1=ZW2=1.14ZX1=ZX2=1.0ZL1=ZL2=1.0ZR1=ZR2=1.0ZV1=ZV2=1.0HP1=894MPaHP2=756MPa验算H=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u+11H=525.79MPa（3）确定主要传动尺寸中心距a=d1+d22=271.378mm取整a=272mm螺旋角=cos-1mnz1+z22a=12.551005端面模数mt=mn/cosmt=3.0734分度圆直径d=mnz/cosd1=135.232mmd2=408.768mm齿宽b=98mm（4）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数YFa由当量齿宽查图取值YFa1=2.2YFa2=2.17应力修正系数由图取值YSa1=1.78YSa2=1.82螺旋角系数Y由图取值Y=0.87齿向载荷分配系数bh=10432.25=15.4由图2-9取值KF=1.28许用弯曲应力由图2-30取试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限Flim由表2-17取最小安全系数SFmin由表2-33确定尺寸系数YX由图2-32确定弯曲寿命系数YNT另外取值如右FP=FlimYNTYSTYVrelTYRrelTYXSFlimFlim1=300N/mm2Flim2=270N/mm2SFmin=1.25YX1=YX2=1.0YNT1=0.93YNT2=0.99YST1=YST2=2YVrelT1=YVrelT2=1.0YRrelT1=YRrelT2=1.0FP1=670MPaFP2=535MPa验算F=KAKVKFKFYFaYSaYYFtb1mnF1=304MPaF2=298MPa（5）齿轮主要传动尺寸列表压力角n经验值20螺旋角计算结论12.551005分度圆直径d计算结论d1=135.231mmd2=408.768mm齿顶高haha=ha*mha=3mm齿根高hfhf=hf*mhf=3.75mm齿顶间隙CC=0.25mC=.075mm中心距aa=d1+d22a=272mm2高速级计算项目计算内容计算结果（1）初步计算转矩T1T1=137.52Nm齿宽系数d查表得d=1.2接触疲劳极限Hlim查表得Hlim1=710MPaHlim2=580MPa需用接触应力计算HPHP1=0.9Hlim1HP2=0.9Hlim2HP1=639MPaHP2=522MPaAd由表B1，估计11 Ad=756动载荷系数K K=1.4初步计算小齿轮直径d1d1Ad3KT1dHP2i+1i=75631.4117.121.252225.32+15.32d1=70.23mm取d1=70mm初步齿宽bb=dd1b=84mm（2）校核计算圆周速度=d1n1601000=1.84m/s精度等级选取8级精度8级精度齿数z取z1=23z2=iz1=92由于z1,z2互质取z1=23 z2=91 模数mt=d1z1查表取标准值确定齿数z1=d1mtz2=iz1=arccosmnmtd2=mtz2mt=3.044mmd2=277.004mm取mn=3=10.6549使用系数KA查表得KA=1.25动载系数KV查表得KV=1.15齿间载荷分配系数首先求解Ft=2T1d1KAFtb=60.881z=0.77螺旋角系数ZZ=cosZ=1许用接触应力查表取最小安全系数SHlim总工作时间th=33008盈利循环次数NL1=60n1th 单向运转=1NL2=NL1i取接触寿命系数ZNT齿面工作硬化系数ZW接触强度尺寸系数ZX润滑油膜影响系数取值HP=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlimSHlim=1.05th=7200hNL1=4.555107NL2=1.139107ZNT1=1.06ZNT2=1.17ZW1=ZW2=1.14ZX1=ZX2=1.0ZL1=ZL2=1.0ZR1=ZR2=1.0ZV1=ZV2=1.0HP1=817MPaHP2=736MPa验算H=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u+11H=615MPa（3）确定主要传动尺寸中心距a=d1+d22=171.5mm取整a=172mm螺旋角=cos-1mnz1+z22a=10.6549端面模数mt=mn/cosmt=3.0526分度圆直径d=mnz/cosd1=70.210mmd2=277.790mm齿宽b=84mm（4）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数YFa由当量齿宽查图取值YFa1=2.65YFa2=2.38应力修正系数由图取值YSa1=1.59YSa2=1.68螺旋角系数Y由图取值Y=0.87齿向载荷分配系数bh=8432.25=12.44由图27-9取值KF=1.38许用弯曲应力由图27-30取试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限Flim由表27-17取最小安全系数SFmin由表27-33确定尺寸系数YX由图27-32确定弯曲寿命系数YNT另外取值如右FP=FlimYNTYSTYVrelTYRrelTYXSFlimFlim1=300N/mm2Flim2=270N/mm2SFmin=1.25YX1=YX2=1.0YNT1=0.89YNT2=0.93YST1=YST2=2YVrelT1=YVrelT2 =1.0 YRrelT1=YRrelT2=1.0 FP1=427MPaFP2=401MPa验算F=KAKVKFKFYFaYSaYYFtb1mnF1=130.9MPaF2=125.9MPa（5）齿轮主要传动尺寸列表压力角n20螺旋角838分度圆直径dd1=70.210mmd2=277.79mm齿顶高haha=ha*mha=3mm齿根高hfhf=hf*mhf=3.75mm齿顶间隙CC=0.25mC=0.75mm中心距aa=d1+d22a=172mm六 轴的设计与校核1初估轴径电机轴d0C3P0n0=20.092mm取d00=24mm高速轴d1C3P1n1=27.034mm取d11=30mm中间轴d2C3P2n2=42.627mm取d22=45mm低速轴d3C3P3n3=61.278mm取d33=65mm2轴强度校核1 高速轴齿轮上的作用力转 矩圆周力径向力轴向力T1= 9550P1/ n1Ft=2T1d1Fr=FttanncosFa=FttanT1=141.77NmFt=4051NFr=1500NFa=736N支反力Y-Z平面FBV+FAV=FtFBV65=FAV171FAV=903.48NFBV=3147.3NMV1=228.157NmX-Z平面FBH+FAH=FrFBH65+Fa35=FAH171FAH=561NFBH=1231NMH1=47.119NmMH2=93.504Nm合成弯矩Mc2=MV2+MH22Mc1=228.192NmMc2=359.550Nm转矩T1=141.77Nm当量弯矩=-1b0b=5595=0.579脉动Mec1=Mc12+T12Mec2=Mc22+T12=0.58Mec1=252NmMec2=374.7Nm校核-1b=75MPabc=Mec2Wc=Mec20.1d3bc=41MPa-1b轴初步设计图：垂直面（Y-Z）受力:FBVFt1FAV弯矩图：垂直面受力图：Fa18466FrFBHFAH 弯矩图：合成弯矩图：当量弯矩图：2 中间轴高速级大齿轮齿轮上的作用力转 矩圆周力径向力轴向力T2= 9550P2/ n2Ft=2T2d2Fr=FttanncosFa=FttanT1=555.75NmFt1=4051NFr1=1500NFa1=762N低速级小齿轮齿轮上的作用力转 矩圆周力径向力轴向力T2= 9550P2/ n2Ft=2T2d2Fr=FttanncosFa=FttanT2=555.75NmFt2=8007NFr2=3982NFa2=1780N支反力Y-Z平面FBV+FAV=Ft1+Ft2Ft159+Ft2164=FAV200FAV=4462NFBV=3590NMV1=323.49NmMV2=376.95NmX-Z平面FBH+FAH=Fr1+Fr2Fa259+FAH200=Fa1239+Fr1132+Fr2102FAH=628NFBH=619NMH1=44.877NmMH2=65.94Nm合成弯矩Mc1=MV12+MH12Mc2=MV22+MH42Mc1=324.298mMc2=379.62Nm转矩T1=555.75Nm当量弯矩=-1b0b=5595=0.579脉动Mec1=Mc12+T12Mec2=Mc22+T12=0.58Mec1=553NmMec2=568Nm校核-1b=75MPabc1=Mec1Wcbc2=Mec1Wcbc1=19.4MPa-1bbc2=20.7MPa-1b轴初步设计图：竖直面（YZ平面）支反力及弯矩计算如下：8410467Ft2FBVFAVFBHFAH水平面（XZ平面）支反力及弯矩计算如下：Fa2Fa1Fr2Fr1MHDMHC3 低速轴齿轮上的作用力转 矩圆周力径向力轴向力T3= 9550P2/ n2Ft=2T2d3Fr=FttanncosFa=FttanT3=1650.26NmFt=8074NFr=3011NFa=1796N支反力Y-Z平面FBV+FAV=FtFAV103=Ft103FAV=3180NFBV=4894NMV1=636.22NmX-Z平面FBH+FAH=FrFAH=2297NFBH=714NMH1=40.49NmMH2=509.18Nm合成弯矩Mc2=MH22+MV12Mc2=310.66Nm转矩T1=2116.598Nm当量弯矩=-1b0b=5595=0.579脉动Mec2=Mc22+T12=0.579Mec2=1498Nm校核-1b=75MPabc2=Mec2Wcbc2=24.4MPa-1b轴初步设计图：4数据列表高速轴中间轴低速轴当量弯矩Mec1=283.3NmMec2=161.6NmMec1=627.4NmMec2=386.9NmMec1=1053.6NmMec2=646.8Nm危险截面校核bc2=41MPa-1bbc2=20.7MPa-1bbc2=24.4MPa-1b七 轴承的选择与校核1 输入轴承6203计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数6309轴承主要性能参数如下：d=45mm,D=100mm,B=26mm, C0r=31800N；C0r=31800N确定AB端X、Y值由表8.7,FaC0r=0.068,取e=0.27X=1，Y=0X=1Y=0冲击载荷系数由表8.8查得fd=1.1B端轴承当量载荷P=5430N轴承寿命L10h=6年寿命合格结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。2中间轴轴承6209计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数6209轴承主要性能参数如下：d=45mm,D=85mm,B=19mm, C0r=20500N；C0r=20500N确定AB端X、Y值由表18.7,FaC0r=0.077,取e=0.28X=1，Y=0X=1Y=0冲击载荷系数由表18.8查得fd=1.1B端轴承当量载荷P=4908N轴承寿命L10h=7年寿命合格结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。3输出轴轴承6216计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册6216轴承主要性能参数如下：d=70mm,D=125mm,B=24mm, C0r=45000N；C0r=45000N确定AB端X、Y值由表8.7,FaC0r=0.033,取e=0.23X=0.56，Y=1.8X=0.56Y=1.8冲击载荷系数由表8.8查得fd=1.1B端轴承当量载荷P=6608N轴承寿命L10h=10年寿命合格结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。八 键的选择与校核高速轴键的选择和参数选用普通平键,圆头, d1=30mm ,选用键bh=87, ,转 矩T1= 141.77Nm键长L2= 90mm接触长度l=l-b=82mml=82mm许用挤压应力查表铸铁许用挤压应力为P=7080MPa P=4ThldP=32.8MPa PP满足要求，可用中间轴键的选择和参数选用普通平键,圆头,d1=55mm,d2=55mm,选用键bh=1610, bh=1610转 矩T1= 555.75Nm键长L1= 63mmL2= 63mm接触长度l1=L1-b=47mml2=L2-b=47mm l1=47mml2=47mm许用挤压应力查表铸铁许用挤压应力为P=7080MPaP1=4Thl1d1P2=4Thl2d2P1=21.5MPaP2=21.5MPaP1PP2P满足要求，可用低速轴键的选择和参数选用普通平键,圆头, d1=85mm,d2=70mm,选用键bh=2214, bh=2012转 矩T1= 1650.25Nm键长L1= 70mmL2= 70mm接触长度l1=L1-b=48mml2=L2-b=50mml1=48mml2=50mm许用挤压应力查表铸铁许用挤压应力为P=7080MPaP1=4Thl1d1P2=4Thl2d2P1=44.27MPaP2=62.71MPaP1PP2P满足要求，可用九 减速器箱体各部分结构尺寸计算项目计算过程计算结果箱盖壁厚1=0.02a+3=9mm箱座壁厚=0.025272+31=10mm箱盖凸缘厚度b1=1.51b=13.5mm箱座凸缘厚度b=1.5b1=15mm地脚螺钉直径df=0.036a+12df=24mm地脚螺钉数目250a1.21=15mm齿轮端面与内壁距离211=12mm212=14mm轴承端盖外径D2=1.25D+10D21=70mmD22=70mmD23=95mm轴承端盖凸缘厚度t=(11.2)d3t=10mmt=12mm十润滑及密封形式选择1二级减速齿轮的润滑减速器中的二级减速齿轮,由于齿轮外缘的回转速度小于12m/s，因此采用浸油润滑，选用全损耗系统用油（GB443-1989）,浸油深度应没过至少1到2个齿高，一般不应小于10mm。2滚动轴承的润滑油润滑适用于中速齿轮，润滑性能非常好。润滑剂可以简单的更换，润滑剂的寿命较长，冷却效果好，还可以循环容易滤除杂质。3密封形式的选择为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度不是很大，采用接触式密封，输入轴与轴承盖间V 3m/s，采用粗羊毛毡封油圈，输出轴与轴承盖间也为V 3m/s，故采用粗羊毛毡封油圈。十一其他技术说明减速器装配前，必须按图纸检验各个部分零件，然后需用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，内壁涂刷抗机油浸蚀的涂料两次。在装配过程中轴承装配要保证装配游隙。轴承部位油脂的填入量要小于其所在轴承腔空间的2/3。减速器的润滑剂在跑合后要立即更换，其次应该定期检查，半年更换一次。润滑轴承的润滑脂应定期添加。在机盖机体间，装配是涂密封胶或水玻璃，其他密封件应选用耐油材料。对箱盖与底座结合面禁用垫片，必要时可涂酒精漆片或水玻璃。箱盖与底座装配好后，在拧紧螺栓前应用0.05mm塞尺检查其密封性。在运转中不许结合面处有漏油渗油现象。减速器装配完毕后要进行空载试验和整机性能试验。空载实验：在额定转速下正反转各12小时，要求运转平稳、声响均匀、各联接件密封处不得有漏油现象。负载实验：在额定转速及额定载荷下，实验至油温不再升高为止。通常，油池温生不得超过，轴温升不得超过。搬动减速器应用底座上的钓钩起吊。箱盖上的吊环仅可用与起吊箱盖。机器出厂前，箱体外表面要涂防护漆，外伸轴应涂脂后包装。运输外包装后，要注明放置要求。十二 参考文献（1）机械设计基础（下策），吴文祥等主编，北京：北京航空航天大学出版社出版，2005年2月（2）机械设计综合课程设计，王之栋、王大康主编，北京：机械工业出版社，2007年8月机械设计基础课程设计说明书设计题目： 系 班设计者： 指导老师： 日期：2011-6机械设计基础课程设计说明书设计题目： 系 班设计者： 指导老师： 38 三严三实开展以来，我认真学习了习近平总书记系列讲话，研读了中央、区、市、县关于党的群众路线教育实践活动有关文件和资料。我对个人“四风”方面存在的问题及原因进行了认真的反思、查摆和剖析，找出了自身存在的诸多差距和不足，理出了问题存在的原因，明确了今后努力的方向和整改措施。现将对照检查情况报告如下，不妥之处，敬请各位领导和同志们批评指正。一、存在的突出问题一是学习深度广度不够。学习上存在形式主义，学习的全面性和系统性不强，在抽时间和挤时间学习上还不够自觉，致使自己的学习无论从广度和深度上都有些欠缺。学习制度坚持的不好，客观上强调工作忙、压力大和事务多，有时不耐心、不耐烦、不耐久，实则是缺乏学习的钻劲和恒心。学用结合的关系处理的不够好，写文章、搞材料有时上网拼凑，求全求美求好看，结合本单位和实际工作的实质内容少，实用性不强。比如，每天对各级各类报纸很少及时去阅读。因而，使自己的知识水平跟不上新形势的