2016年中国网络文学行业研究报告.doc

桂林航天工业学院
课程设计报告

系（部）： 专业班级：
学生姓名： 学 号：
设计题目：_____________________________________
完成日期

指导教师评语：______________ _________
_______________________________________________________________________________________________________________________________________

成绩（五级记分制）：
指导教师（签字）：_____________________

桂林航天工业学院课程设计任务书
设计题目： 电动葫芦起重机的设计

学生姓名

课程名称
机械综合设计课程设计
专业班级
20130300404
地 点

起止时间
2016/12/5-12/17
设计内容
1、传动方案的分析与拟定
2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算
3、传动件（如齿轮传动、带传动的设计）
4、轴的设计
5、轴承及其组合部件的设计
6、键联接和联轴器的选择与校核
7、润滑及密封设计
8、箱体、机架及附件的设计
9、装配图和零件图的设计与绘制
10、设计计算说明书的编写
设计参数
输升起重量m ：10 t
升起高度h ： 9 m
升起速度v : 6 m/min 齿轮：斜圆柱齿轮
设计进度
设计阶段
设计内容
完成阶段设计
的参考时间
1
系统总体方案的分析讨论和制定；
2天
2
选择动力机，确定传动系统，计算各运动和动力参数；
2天
3
执行机构的运动分析计算、动力学分析计算，确定各构件的尺寸；
1.5天
4
传动零件的工作能力设计计算，确定主要零件的主要参数或尺寸；
2天
5
对指定部分的传动装置进行结构设计；
2.5天
6
编写设计计算说明书；
3天

设计成果
（1） 典型机械设计总体方案运动简图（A1图纸）；
（2） 部分传动装置的装配图（A1图纸，应为计算机绘制）；
（3） 执行机构零件工作图若干张；
（4） 设计说明书一份（5000字左右）

参考资料
1.《机械设计》教材 2．《机械设计课程设计指导书》
3．《机械设计课程设计图册》 4.《机械零件手册》 5.其他相关书籍
说明
1．本表应在每次实施前由指导教师填写一式2份，审批后所在系（部）和指导教师各留1份。2．多名学生共用一题的，在设计内容、参数、要求等方面应有所区别。3．若填写内容较多可另纸附后。
系（部）分管领导： 研室主任： 指导教师：
年 月 日

桂林航天工业学院课程设计说明书
《机械综合设计》
课程设计说明书

（ 2013 级）

论文题目： 电动葫芦起重机的设计

系 名： 机械工程学院

专业班级： 机械设计制造及其自动化

学 号： 20130300404

学生姓名：

指导教师：

完成日期： 2016年12月17日

电动葫芦课程设计

摘 要
电动葫芦简称电葫芦,是一种轻小型起重设备。 
应用领域：提升、牵移、装卸重物，如各种大中型砼、钢结构及机械设备的安装和移动，适用于建筑安装公司、厂矿的土木建筑工程及桥梁施工、电力、船舶、汽车制造、建筑、公路、桥梁、冶金、矿山、边坡隧道、井道治理防护等基础建设工程的机械设备。

关键词：起重；机械；电动葫芦

目 录

第一章 绪论.....................................1
第二章 设计计算.................................2
1.拟订传动方案....................................2
1.1选择电动机......................................2
1.2选择钢丝绳.......................................3
1.3计算卷简直径.....................................3
1.4确定减速器总传动比及分配各级传动比..................3
1.5计算各轴转速、功率和转矩...........................4
第三章 齿轮的设计...............................5
1高速级齿轮传动设计.................................5
1.1齿轮A、B....................................5
2齿轮C、齿轮D.......................................9
3齿轮E、齿轮F......................................13
第四章 计算各轴................................17
1.计算轴Ⅳ的直径...................................17
2．校核轴Ⅳ上强度...................................17
3计算轴I II III的最小直径............................21
结语.............................................22
参考文献.........................................22
致谢 ............................................22

第一章 绪论
电动葫芦是一种轻小型起重设备，具有体积小，自重轻，操作简单，使用方便等特点，安装于天车、龙门吊之上，用于工矿企业，仓储码头等场所。由电动机、传动机构和卷筒或链轮组成。起重量一般为 0.1～80吨，起升高度为3～30米。由电动机、传动机构和卷筒或链轮组成，分为钢丝绳电动葫芦和环链电动葫芦两种。 主要结构：减速器、起升电机、运行电机、断火器、电缆滑线、卷筒装置、吊钩装置、联轴器、软缆电流引入器等集动力与制动力于一体。电动葫芦一般安装在单梁起重机，桥式起重机，门式起重机，悬挂起重机上。稍加改造，还可以作卷扬机用。因此，它是提高劳动效率，改善劳动条件的必备机械。电动葫芦主要分类：环链电动葫芦、钢丝绳电动葫芦（防爆葫芦）、防腐电动葫芦、双卷筒电动葫芦、卷扬机、微型电动葫芦、群吊电动葫芦、多功能提升机。应用于提升、牵移、装卸重物，油罐倒装焊接，如各种大中型砼、钢结构及机械设备的安装和移动，适用于建筑安装公司、厂矿的土木建筑工程及桥梁施工、电力、船舶、汽车制造、建筑、公路、桥梁、冶金、矿山、边坡隧道、井道治理防护等基础建设工程的机械设备。

24

第二章设计计算
题目：根据下列条件设计电动葫芦起升机构的齿轮减速器。已知：额定起重量Q＝10t，起升高度H＝9m，起升速度v＝6m／min，工作类型为中级：JC％＝25％，电动葫芦用于机械加工车间，交流电源(380V)。
解：
1．拟订传动方案
采用图4-l所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量，应用斜圆柱齿轮传动。
图1.1
1.1选择电动机
按式(4-2)、式(4-7)和式(4-8)，起升机构静功率

而总起重量
Q”=Q+Q’=100000+0.02×100000=102000N
起升机构总效率
η0=η7η5η1=0.98×0.98×0.90=0.864
故此电动机静功率

按式(4-9)，并取系数Ke＝0.90，故相应于JC％＝25％的电动机
PjC=KeP0=0.90×11.81=10.63kW
按表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率Pjc＝13 kW，转速njc＝1400 r／min。

1.2选择钢丝绳
按式(4-1)。钢丝绳的静拉力

按式(4-3)，钢丝绳的破断拉力
N
按标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d＝21.5mm，断面面积d＝141.16mm2，公称抗拉强度σ＝1960MPa，破断拉力Qs＝338000N。
1.3计算卷简直径
按式(4-4)，卷筒计算直径
D0＝ed＝20×21.5＝430 mm
按标准取D0＝430mm。
按式(4-6)，卷筒转速

1.4确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比

这里n3为电动机转速，r／min。
在图4-3所示电动葫芦齿轮减速器传动比分配上没有一个固定的比例关系。设计时可参考一般三级圆柱齿轮减速器按各级齿轮齿面接触强度相等，并获得较小外形尺寸和重量的分配原则来分配各级传动比，也可以参考现有系列结构参数拟定各级齿轮传动比和齿轮齿数(表4-2)。现按表4-2，根据起重量Q，拟定各级传动比(图4-4)和齿数。
第一级传动比

第二级传动比

第三级传动比

这里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分别代表图4-4中的齿轮A、B、C、D、E和F的齿数。
减速器实际总传动比
i=iAB·iCD·iEF=6.83×5.17×4.38=154.66
传动比相对误差

Δi不超过土3％，适合。
1.5计算各轴转速、功率和转矩
轴I(输入轴)：

轴Ⅱ(输入轴)：
轴Ⅲ(输入轴)：

轴Ⅳ(输入轴)：

这里，各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表：

轴I（输入轴）
轴Ⅱ
轴Ⅲ
轴Ⅳ
转速n（r/min）
1400
204.98
39.650
9.05
功率P（kW）
10.63
10.31
10
9.7
转矩T（N•m）
72.51
480.3
2408.6
10235.9
传动比 i
6.83
5.17
4.38

第三章 齿轮的设计
1高速级齿轮传动设计
因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC58～62，材料抗拉强度σB=1100MPa，屈服极限σs=850MPa。齿轮精度选为8级(GBl0095—88)。
考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此设计时应以抗弯强度为主，小轮应采用少齿数大模数原则，各轮齿数如前所述。并初选螺旋角β＝9°。
1.1对于齿轮A和B
1．按齿面接触强度条件设计
小轮分度圆直径
≥
确定式中各参数：
(1)载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt＝2。
(2)齿轮A转矩TA TA＝T1＝72.51 ×103N·mm。
(3)齿宽系数φd 取φd=1。
(4)端面重合度εα 由资料显示或有关计算公式求得εα＝1.67。
(5)齿数比u 对减速传动，u＝i＝6.83。
(6)节点区域系数ZH ZH＝2.47。
(7)材料弹性系数ZE ZE＝189.8。
(8)材料许用接触应力[σ] H

式中参数如下：
①试验齿轮接触疲劳极限应力[σ] Hlim＝1450MPa；
②接触强度安全系数SH＝1.25；
③接触强度寿命系数KHN：因电动葫芦的齿轮是在变载条件下工作的，对电动葫芦为中级工作类型，其载荷图谱如图4-6所示，如用转矩了代替图中的载荷Q(因转矩了与载荷Q成正比)，则当量接触应力循环次数为：
对齿轮A：

式中 n1——齿轮A(轴1)转速，n1＝1400r／min；
i——序数，i＝1，2，…，k；
ti——各阶段载荷工作时间，h，
Ti——各阶段载荷齿轮所受的转矩，N·m；
Tmax——各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，N·m。
故此
NHA=60×1400×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053×0.50)
=1.142×108
对齿轮B：

查得接触强度寿命系数KHNA＝1.08，KHNB＝1.23。
由此得齿轮A的许用接触应力

齿轮B的许用接触应力

因齿轮A强度较弱，故以齿轮A为计算依据。
把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径
≥=30.35 mm
(9)计算：齿轮圆周速度

(10)精算载荷系数K
查得工作情况系数KA＝1.25。按＝＝0.258查得动载荷系数Kv＝1.020齿间载荷分配系数KHα＝1.07。齿向载荷分布系数KHβ＝1.18。故接触强度载荷系数
K=KAKvKHαKHβ=1.25×1.020×1.07×1.18=1.61
按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径

齿轮模数

2．按齿根弯曲强度条件设计
齿轮模数
≥
确定式中各参数：
(1)参数K、T1、β、φd、z1和εα各值大小同前。
(2)螺旋角影响系数Yβ 因齿轮轴向重合度εβ＝0.318φdz1tanβ＝0.318 × 1×12×tan9°=0.604，查得Yβ=0.96。
(3)齿形系数YFa因当量齿数

由电算式计算得齿形系数YFaA＝3.47，查表得YFaB＝2.24。
(4)应力校正系数YSa 根据电算公式(或查手册)得

(5)许用弯曲应力[σ]F

式中σFlim——试验齿轮弯曲疲劳极限，σFlim＝850MPa；
SF——弯曲强度安全系数，SF＝1.5；
KFN——弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。
对齿轮A：

式中各符号含义同前。仿照确定NHA的方式，则得
NFA=60×1400×6000×(16×0.20＋0.56×0.20＋0.256×0.10＋0.056×0.50)
=1.02×108
对齿轮B：

因NFA>N0＝3×106，NFB>N0＝3×106，故查得弯曲强度寿命系数KFA＝1，KFB＝1。
由此得齿轮A、B的许用弯曲应力

式中系数0.70是考虑传动齿轮A、B正反向受载而引入的修正系数。
(6)比较两齿轮的比值YFaYsa/[σ]F
对齿轮A：

对齿轮B：

两轮相比，说明A轮弯曲强度较弱，故应以A轮为计算依据。
(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m
把上述各值代入前述的设计公式，则得
≥
比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn＝2.5mm。
3．主要几何尺寸计算
(1)中心距a

取中心距aAB＝119mm。
因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a’=a+ym,其中
；又
即：，故：
取中心距aAB＝119mm。
(2)精算螺旋角β
=10.87653
因β值与原估算值接近，不必修正参数εα、Kα和ZH。
(3)齿轮A、B的分度圆直径d

(4)齿轮宽度b
齿轮B：

齿轮A：

2齿轮C、齿轮D
小轮分度圆直径
≥
确定式中各参数：
(1)齿轮C转矩TC TC＝TII＝480.3 ×103N·mm。
(2)端面重合度εα 由资料显示或有关计算公式求得εα＝1.46。
(3)齿数比u 对减速传动，u＝i＝5.17。
其余参数同轴I，则有：
NHC=60×236.47×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053×0.50)
=1.929×107
对齿轮D：

查得接触强度寿命系数KHNC＝1.26，KHND＝1.37。
由此得齿轮A的许用接触应力

齿轮B的许用接触应力

因齿轮C强度较弱，故以齿轮C为计算依据。
把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径
≥=54.46mm
(9)计算：齿轮圆周速度

(10)精算载荷系数K
查得工作情况系数KC＝1.25。按＝＝0.11查得动载荷系数Kv＝1.010齿间载荷分配系数KHα＝1.07。齿向载荷分布系数KHβ＝1.18。故接触强度载荷系数
K=KCKvKHαKHβ=1.25×1.010×1.07×1.18=1.59
按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径

齿轮模数

2．按齿根弯曲强度条件设计
齿轮模数
≥
确定式中各参数：
(1)参数K、TII、β、φd、z3和εα各值大小同前。
(2)螺旋角影响系数Yβ 因齿轮轴向重合度εβ＝0.318φdz3tanβ＝0.318 × 1×12×tan9°=0.604，查得Yβ=0.96。
(3)齿形系数YFa因当量齿数

由电算式计算得齿形系数YFaC＝3.47，查表得YFaD＝2.36。
(4)应力校正系数YSa 根据电算公式(或查手册)得

(5)许用弯曲应力[σ]F

式中σFlim——试验齿轮弯曲疲劳极限，σFlim＝850MPa；
SF——弯曲强度安全系数，SF＝1.5；
KFN——弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。
对齿轮C：

式中各符号含义同前。仿照确定NHC的方式，则得
NFC=60×236.47×6000×(16×0.20＋0.56×0.20＋0.256×0.10＋0.056×0.50)
=1.73×107
对齿轮B：

因NFC>N0＝3×106，NFD>N0＝3×106，故查得弯曲强度寿命系数KFC＝1，KFD＝1。
由此得齿轮C、D的许用弯曲应力

式中系数0.70是考虑传动齿轮C、D正反向受载而引入的修正系数。
(6)比较两齿轮的比值YFaYsa/[σ]F
对齿轮C：

对齿轮D：

两轮相比，说明C轮弯曲强度较弱，故应以C轮为计算依据。
(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m
把上述各值代入前述的设计公式，则得
≥
比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn＝4.5mm。
3．主要几何尺寸计算
(1)中心距a

取中心距aCD＝169mm。
因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a’=a+ym,其中
；又
即：，故：
取中心距aCD＝169mm。
(2)精算螺旋角β

因β值与原估算值接近，不必修正参数εα、Kα和ZH。
(3)齿轮C、D的分度圆直径d

(4)齿轮宽度b
齿轮D：

齿轮C：

3齿轮E、齿轮F
1．按齿面接触强度条件设计
小轮分度圆直径
≥
确定式中各参数：
(1)齿轮E转矩TE TE＝TIII＝2408.2 ×103N·mm。
(2)端面重合度εα 由资料显示或有关计算公式求得εα＝1.44。
(3)齿数比u 对减速传动，u＝i＝4.38。
其余参数同轴I，则有：
NHE=60×66.05×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053×0.50)
=5.39×106
对齿轮F：

查得接触强度寿命系数KHNE＝1.37，KHNF＝1.51。
由此得齿轮E的许用接触应力

齿轮F的许用接触应力

因齿轮E强度较弱，故以齿轮E为计算依据。
把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径Ⅲ
≥=89.42 mm
(9)计算：齿轮圆周速度

(10)精算载荷系数K
查得工作情况系数KA＝1.25。按＝＝0.0325查得动载荷系数Kv＝1.0齿间载荷分配系数KHα＝1.07。齿向载荷分布系数KHβ＝1.18。故接触强度载荷系数
K=KAKvKHαKHβ=1.25×1.0×1.07×1.18=1.58
按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径

齿轮模数

2．按齿根弯曲强度条件设计
齿轮模数
≥
确定式中各参数：
(1)参数K、T1、β、φd、z1和εα各值大小同前。
(2)螺旋角影响系数Yβ 因齿轮轴向重合度εβ＝0.318φdz5tanβ＝0.318 × 1×13×tan9°=0.655，查得Yβ=0.95。
(3)齿形系数YFa因当量齿数

由电算式计算得齿形系数YFaE＝3.48，查表得YFaF＝2.28。
(4)应力校正系数YSa 根据电算公式(或查手册)得

(5)许用弯曲应力[σ]F

式中σFlim——试验齿轮弯曲疲劳极限，σFlim＝850MPa；
SF——弯曲强度安全系数，SF＝1.5；
KFN——弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。
对齿轮E：

式中各符号含义同前。仿照确定NHE的方式，则得
NFE=60×66.05×6000×(16×0.20＋0.56×0.20＋0.256×0.10＋0.056×0.50)
=4.83×106
对齿轮B：

因NFE>N0＝3×106，NFF<N0＝3×106，故查得弯曲强度寿命系数KFE＝1，KFF＝1.2。
由此得齿轮E、F的许用弯曲应力

式中系数0.70是考虑传动齿轮A、B正反向受载而引入的修正系数。
(6)比较两齿轮的比值YFaYsa/[σ]F
对齿轮E：

对齿轮F：

两轮相比，说明E轮弯曲强度较弱，故应以E轮为计算依据。
(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m
把上述各值代入前述的设计公式，则得
≥
比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn＝7.3mm。
3．主要几何尺寸计算
(1)中心距a

取中心距aEF＝259mm。
因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a’=a+ym,其中
；又
即：，故：
取中心距aEF＝259mm。
(2)精算螺旋角β

因β值与原估算值接近，不必修正参数εα、Kα和ZH。
(3)齿轮E、F的分度圆直径d

(4)齿轮宽度b
齿轮F：

齿轮E：

由于起重机齿轮常常承受短期最大载荷作用，因此实际设计时，还常常按短期最大载荷对齿轮进行静强度校核计算。此处从略。

齿轮A
齿轮B
齿轮C
齿轮D
齿轮E
齿轮F
齿数
12
82
12
62
13
57
模数
2.5
4.5
7.3
齿轮宽
35
30
60
55
101
96
螺旋角β
10023’05”
9034’56”
9029’40”
分度圆直径d
30.39
207.6
54.82
283.2
96.25
422.0
中心距
119
169
259

第四章 计算各轴
1．计算轴Ⅳ的直径
轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径：
≥
式中 P——轴Ⅳ传递功率，P＝9.7kW；
n——轴Ⅳ转递，n＝9.05r／min；
β——空心轴内径与外径之比，可取为0.5；
A0——系数，对20CrMnTi，可取A0＝107。
代入各值，则
≥
取d＝112mm，并以此作为轴Ⅳ(装齿轮F至装卷筒段)最小外径，并按轴上零件相互关系设计轴。轴Ⅳ的结构如图4-10所示。
2．校核轴Ⅳ上强度
轴Ⅳ上的作用力如图4-11所示，各力计算如下：
(1)齿轮F对轴Ⅳ上的作用力
对齿轮F取齿数zF＝57，模数mn=7.3mm，螺旋角β＝，故分度圆直径

圆周力

径向力

轴向力

(2)卷筒对轴Ⅳ上的径向作用力R
当重物移至靠近轴Ⅳ的右端极限位置时，卷筒作用于轴Ⅳ上e点的力R达到最大值，近似取

这里系数1.02是表示吊具重量估计为起重量的2％
(3)轴I在支承d处对轴Ⅳ上的径向作用力Rdn和Rdm，
轴I的作用力分析如图4.1所示。
如果略去轴I上联轴器附加力的影响，齿轮A作用于轴1上的力有：
圆周力

径向力

轴向力

按结构取L＝480mm，L1＝40mm。
求垂直平面(mcd面)上的支反力：

求水平面(ncd面)上的支反力：

对轴Ⅳ来说，Rdm与Rdn的方向应与图4-12所示的相反。
由于上述的力分别作用于xdy坐标系内和ndm坐标系内，两坐标间的夹角为θ1，因此要把ndm坐标系内的力Rdn和Rdm换算为xdy坐标系内的力Rdx和Rdy。
由式(4-12)得两坐标系间的夹角(图4-7)

图4.1 轴I的作用力分析
其中各齿轮副之间的中心距以求得如下：

故

得力Rdn和Rdm在坐标xdy上的投影

把上述求得的力标注在轴Ⅳ的空间受力图上。
根据上述数据和轴上支点a、b处的支反力，可计算轴上危险截面的弯矩、转矩和合成弯矩。然后验算轴的安全系数。确认安全系数后，即可绘制轴的零件工作图。轴承可按常用方法选取和计算，从略。
轴I、Ⅱ、Ⅲ及其轴承的设计计算可仿此进行。

图4.2 轴ⅳ的作用力分析

在xad平面里内

在yad平面内

≤

综上计算轴Ⅳ的强度符合要求

轴II，轴III的大体尺寸如上图所示，确认方法同轴IV
3计算轴I II III的最小直径
估算轴I的最小直径：；取轴
轴II的最小直径：；取轴
轴III的最小直径：；取轴
结语

参考文献
【1】 朱玉 机械综合课程设计 机械工业出版社，2012.3 ：217-218
【2】 张春宜，郝广平，刘敏 减速器设计 机械工业出版社 2009.7: 66-104
【3】 孙恒，陈作模，葛文杰 机械原理高等教育出版社，2013.5
【4】 陆玉 冯立艳 机械设计课程设计机械工业出版社2006.12
目 录
第一章 总 论 1
1.1项目概况 1
1.2研究依据及范围 2
1.3结论 3
1.4建议 4
第二章 项目建设的背景和必要性 5
2.1项目建设的背景 6
2.2项目建设的必要性 7
第三章 项目服务需求分析 9
第四章 项目选址与建设条件 11
4.1选址原则 11
4.2项目选址 11
4.3建设条件 12
第五章 建设方案与设计 12
5.1建设规模与内容 12
5.2总体规划设计 13
5.3结构方案 18
5.4主要配套设备 19
5.5给水工程 20
5.6排水工程 22
5.7电气设计 23
5.8节能设计 26
第六章 项目实施进度和招投标管理 29
6.1 项目实施进度 29
6.2招投标管理 31
第七章 环境影响分析 31
7.1项目主要污染源分析 32
7.2 环境保护措施及治理效果 35
第八章 消防、安全与卫生防护 37
8.1 消防 37
8.2  劳动安全 38
8.3  卫生防护 39
第九章 组织机构、运作方式与项目实施进度 39
9.1  项目建设组织机构 39
9.2项目运营组织机构 41
9.3劳动定员 42
第十章 投资估算和资金筹措 42
10.1投资估算 43
10.2 项目所需流动资金 49
10.3资金筹措 49
第十一章  经济和社会效益评价 50
11.1 经济效益评价 50
11.2 社会效益评价 50
第十二章 结 论 50
12.1 主要结论 50
12.2 建 议 51

附录：1、****发改局《关于*******迁建工程项目建议书的批复》
2、****村镇建设管理所《*******迁建项目用地红线》