皮带运输机减速装置机械设计说明书.doc

机械设计课程设计
计算说明书

设计题目：皮带运输机减速装置

班级：
学号：
设计者：

指导教师：

完成日期：

目 录

设计任务书……………………………………………………3
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
传动装置的运动和动力参数的选择和计算…………………5
传动零件的设计计算…………………………………………6
轴的设计计算…………………………………………………15
滚动轴承的选择和计算………………………………………22
键联接的选择和计算…………………………………………22
减速器附件的选择和密封类型的选择………………………22
联轴器的选择…………………………………………………23
减速器箱体的设计……………………………………………23
设计小结………………………………………………………24
参考文献………………………………………………………24

设计任务书
题目：设计热处理车间清洗零件用的传送设备上的两级二级圆柱齿轮减速器。单向运转，工作平稳，两班值工作，每班工作8小时，使用年限为10年。
所选参数如下：
传送带拽引力 2500N
传送带运行速度0.8m/s
传送带鼓轮直径300mm
方案的草图如下：

1，带传动的效率;
2，轴承的效率;
3，齿轮传动效率;
4，联轴器的传动效率;
5，鼓轮上的传动效率。

一、 传动方案的拟定
根据要求电机与减速器间选用V带传动，减速器与工作机间选用联轴器传动，减速器为二级圆柱直齿齿轮减速器。方案草图如上。
二、电动机的选择
1、电机类型和结构型式。
根据电源及工作机工作条件，工作平稳，单向运转，两班制工作，选用Y系列三相笼型异步电动机。
2、电机容量
n=
=60×1000×0.8/（3.14×300）
=51r/min
卷筒所需功率
P=Fv/1000=2500×0.8/1000=2kw
传动装置的总效率η=ηηηηη
取V带的效率η=0.95
轴承的效率η=0.99
直齿圆柱齿轮的传动效率η=0.97
联轴器的效率η=0.99
鼓轮上的传动效率η=0.96
总效率η=0.95×0.99×0.97×0.99×0.96=0.824
电动机的输出功率
P=P/η=2/0.82=2.44 Kw
==（456~2280）r/min
3、电动机额定功率 P
由已有的标准的电机可知，选择的电机的额定功率 P=3 Kw
4、电动机的转速
按工作要求和工作条件选用Y系列同步转速为1000r/min 的三相笼型异步电动机

具体规格如下：

类型
额定功率（Kw）
电动机同步转速（r/min）
满载转速（r/min）
总传动比
V带传
动比
两级齿
轮总传
动比
Y132S-6
3
1000
960
16.8
2
8.5

三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算
计算传动装置总传动比和分配各级传动比
1)传动装置总传动比
由电动机的满载转速n和工作机主动轴转速n可确定传动装置应有的总传动比为i==960/51=18.84
2）分配各级传动比
取V带传动的传动比为i=2；
为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为i=1.4i；
所以由i= i ii取i=3.6 i=2.6

nⅡ = n/ i=480/3.6=133.33r/min ;
nⅢ = nⅡ/ i =133.33/2.6=51.28 r/min ;
2)各轴输入功率
P= P =2.44Kw ;
P = P×η=2.28×0.95=2.32 Kw ;
PⅡ = P×η×η=2.318×0.99×0.97=2.26 Kw ;
PⅢ = PⅡ×η×η=2.26×0.99×0.97=2.14
Kw ;
3)各轴输入转矩
T= 9550 P/ n=9550×2.44/960=24.15 N•m ;
T= 9550 P/ n =9550×2.32/480=45.92 N•m ;
T=9550 PⅡ/ nⅡ =9550×2.26/141.18=152.08 N•m ;
T =9550 PⅢ/ nⅢ =9550×2.00/51=372.55N•m ;
四、传动零件的设计计算
V带的设计
定V带型号和带轮直径
确定计算功率Pc
由表11.5查得工作情况系数K=1.2 故Pc= KP=1.2×2.44＝2.928kw
选择V带的带型
根据Pc及n由图11.15选用A型带
确定带轮的基准直径d并验算带速
1）由表11.6，取带轮的基准直径D1=100mm
2）计算大带轮的基准直径
D2=(1-ε)D1n1/n2=0.99×100×960/480=198 圆整后取200mm
计算带长
中心距
Dm=( D1+ D2)/2=(100+200)/2=150
Δ=( D2- D1)/2=(200-100)/2=50
初取中心距a=400mm
L=π Dm+2×a+Δ2/a=π×150+2×400+502/400=1277mm
基准长度
由图11.4 取 L=1250mm
中心距

a=(L-πdM)/4+/4=386mm
验算小带轮上的包角α1
α1＝180－（ D2－D1）60/a=164.50>120符合要求
求带根数
带速
v=πD1n1/60/1000=π×100×960/60/1000=5.024m/s
i=n1/n2=960/480=2
查表11.8得 P0=0.97KW
查表11.7得k=0.95
查11.12得K=0.93 查表11.10得△P=0.11 KW
Z===2.86
取z=3根
求轴上载荷
张紧力 F=500×+qv
=150.6N （由表11.4 q=0.10kg/m）
轴上载荷
FQ=2zF0sin
=895.3N
带轮的结构设计
1）小带轮的结构设计
由 n= 960 r/min选择小带轮的材料为铸钢；
由d=125mm,2.2D< d<300mm选择小带轮的结构形式为腹板式。
2）大带轮的结构设计
由 n=480 r/min 选择大带轮的材料为HT200；
d=250mm， d＜300mm所以选腹板式带轮。
齿轮的设计

(一)、一级齿轮的设计
1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）根据要求的传动方案，选用标准直齿圆柱齿轮
2）传送设备的速度不高，故选用8级精度
3）材料选择。小齿轮选用40Cr钢,调质处理,硬度为241HB～286HB,平均取为260HB，大齿轮选用45钢,调质处理,平均硬度为240HBS
2、按齿面接触疲劳强度设计
初步计算
转矩 T=43130N•mm
齿宽系数 由表12.13取 ψb=1.0
接触疲劳极限 由图12.17c =710MPa
=580MPa
初步计算许用接触应力
≈0.96=639MPa
≈0.96=522MPa
由表12.16取=85
初步计算小齿轮直径≧=85×
=36.4 取=40mm
初步尺宽b b==40mm
校核计算
圆周速度v v===1.0048m/s
精度等级 由表12.6 选8级精度
齿数z和模数m 初取齿数=20； =i=68
m=/=65/30=2（符合标准模数）
由表12.3取m=2.5
则=/m=65/2.5=26 =i=3.7×26≈96
使用系数 由表12.9 =1.1
动载系数 由图12.9 =1.1
齿间载荷分配系数 由表12.10，先求
===2156.5N
==59.3N/mm<100N/mm
=[1.88-3.2(+)]cos
=1.88-3.2×（+）=1.67
===0.88
由此得===1.29
齿向载荷分布系数 K 由表12.11
K =A+B+C•b
=1.17+0.16×+0.61××40=1.35
故载荷系数K= K K K K=1.11.11.291.35=2.11
弹性系数 由表12.12 =189.8
节点区域系数 由图12.16 =2.5
接触最小安全系数 由表12.14 =1.05
总工作时间 =300×2×8×10=48000
应力循环次数 =60γ=60×1×480×48000=1.38×
=/i=4×
接触寿命系数 由图12.18 =1.0 =1.1
许用接触应力 ===676MPa
===608MPa
验算 =
=189.8×2.5×0.88×
=801MPa
故需要调整尺寸
=45 初定=30
计算m=1.5 是标准模数，
重新查表计算
K= K K K K=1.11.11.321.35=2.16
验算 =
=189.8×2.5×0.87×
=590Mpa
确定传动主要尺寸
实际分度圆直径d
==45mm
==153mm
中心距a a===99mm
齿宽b b==1×45=45mm 取=50mm ,=45mm
齿根弯曲疲劳强度检验
重合度系数 =0.25+=0.25+=0.68
齿间载荷分配系数 由表12.10 =1/=1/0.69=1.47
齿向载荷分布系数 K b/h=45/(2.25×1.5)=13.3
由图12.14 K=1.25
载荷系数 K=KKKK =1×1.1×1.47×1.25=2.22
齿型系数
由图12.21查得Y=2.5；Y=2.2
应力校正系数
由图12.22查得Y=1.62；Y=1.8
弯曲疲劳极限 由图12.23c =600MPa =450MPa
弯曲最小安全系数 由表12.14 =1.25
弯曲寿命系数 由图12.24 =0.90 =0.95
尺寸系数 由图12.25 =1.0
许用弯曲应力
= ==491MPa
= ==389MPa
验算 ==×2.5×1.62×0.68
=174MPa≤
==174×=170MPa≤
传动无严重过载，故不做静强度校核
(二)、二级齿轮的确定
1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）根据要求的传动方案，选用标准直齿圆柱齿轮
2）传送设备的速度不高，故选用8级精度
3）材料选择。小齿轮选用40Cr钢,调质处理,硬度为241HB～286HB,平均取为260HB，大齿轮选用45钢,调质处理,平均硬度为240HBS
2、按齿面接触疲劳强度设计
初步计算
转矩 T=140800 N•mm
齿宽系数 由表12.13取 ψb=1.0
接触疲劳极限 由图12.17c =710MPa =580MPa
初步计算许用接触应力
≈0.9=639MPa
≈0.9=522MPa
由表12.16取=0.85
初步计算小齿轮直径≧=85×
=72 取=75mm
初步尺宽b b==75mm
校核计算
圆周速度v v===0.554m/s
精度等级 由表12.6 选8级精度
齿数z和模数m 初取齿数=30； =i=75
m=/=75/30=2.5
由表12.3取m=2.5
则=/m=75/2.5=30 =i=2.5×30=75
使用系数 由表12.9 =1.1
动载系数 由图12.9 =1.1
齿间载荷分配系数 由表12.10，先求
===3754.7N
==55N/mm<100N/mm
=[1.88-3.2(+)]cos
=1.88-3.2×（+）=1.7
===0.87
由此得===1.32
齿向载荷分布系数 K 由表12.11
K =A+B+C•b
=1.17+0.16×+0.61××75=1.38
故载荷系数K= K K K K=11.11.321.38=2.2
弹性系数 由表12.12 =189.8
节点区域系数 由图12.16 =2.5
接触最小安全系数 由表12.14 =1.05
总工作时间 =300×2×8×10=48000
应力循环次数 =60γ=60×1×129.73×48000=3.74×
=/i=1.38×
接触寿命系数 由图12.18 =0.96 =0.98
许用接触应力 ===757MPa
===652MPa
验算 =
=189.8×2.5×0.87×
=592MPa≤
确定传动主要尺寸
实际分度圆直径d
=m=75mm
=m=187.5mm
中心距a a===131.25mm
齿宽b b==1×75=75mm 取=80mm =75mm
齿根弯曲疲劳强度检验
重合度系数 =0.25+=0.25+=0.68
齿间载荷分配系数 由表12.10 =1/=1/0.68=1.47
齿向载荷分布系数 K b/h=75/(2.25×2.5)=13.3
由图12.14 K=1.25
载荷系数 K=KKKK =1×1.15×1.47×1.25=2.22
齿型系数
由图12.21查得Y=2.5；Y=2.24
应力校正系数
由图12.22查得Y=1.62；Y=1.77
弯曲疲劳极限 由图12.23c =600MPa =450MPa
弯曲最小安全系数 由表12.14 =1.25
应力循环次数 =60γ=60×1×129.73×48000=3.74×
=/i=1.38×
弯曲寿命系数 由图12.24 =0.86 =0.88
尺寸系数 由图12.25 =1.0
许用弯曲应力
= ==471MPa
= ==389MPa
验算 ==×2.4×1.62×0.68
=122.4MPa≤
==122.4×=119.8MPa≤
传动无严重过载，故不做静强度校核
五、轴的设计计算
Ⅰ轴：
1． 找出输入轴上的功率P、转速n和转矩T
P=2.17Kw n=480r/min T=43.13N.m
选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15—3，取C的值为112由此确定最小轴的直径
d≥＝=18.5mm 选d=20mm
2． 求作用在齿轮上的受力
Ft==1917N
Fr= =697N（=20）
3． 轴的结构设计
1） 拟定轴上零件的装配方案，如图

图5.1
从左到右
（1）第一段轴用于安装带轮（经过受力分析满足要求），外形尺寸为:d×l=20×60mm，即直径为20mm，长度为60mm。
（2）第二段轴肩用于对带轮进行轴向固定，取直径为25mm，长度为40mm。
（3）第三段用于安装深沟球轴承6206和挡油板，取内径为30mm,长度26mm
（4）第四段为轴肩，为深沟球轴承进行轴向定位，直径为36mm，长度为108mm.
（5）第五段为小齿轮，齿轮采用齿轮轴的形式，直径为45mm，长度为50mm。
（6）第六段为一轴肩，对轴承6206进行轴向定位，直径为47 mm，长度为8 mm。
(7) 第七段用于安装深沟球轴承6206和挡油板，取内径为30mm,长度26mm

4．载荷分析

将带轮的压轴力F看作水平。
（1）弯矩
在水平面内
F=895.3N
Ft=1917N
求得支反力=826N
=1091N
水平面内最大的弯矩在B断面内，M=68938
M=50721
在铅垂面内

Fr=697N
求得支反力=1155N =957N
铅垂面内最大的弯矩在C断面内，M=57841 M=0
经两弯矩合成，最大的弯矩在B断面内，其值为33600
（2）校核轴的强度
轴Ⅰ的危险截面在B截面，求其当量弯矩
=
由于转矩T产生的切应力为脉动循环变应力，取=0.6
则，==81166
===8.9MPa<=60 MPa
故可以认为轴Ⅰ安全。
Ⅱ轴
1.找出输入轴上的功率P、转速n和转矩T
P=3.65Kw n=129.73r/min T=268.69N.m
选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表16.2，取C的值为112由此确定最小轴的直径
d≥＝=27.5mm 选d=28mm
2、轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案

从右到左：
（1）、第一段轴用于安装轴承6206,取直径为30mm，长度为24mm。用一套筒对轴承和小齿轮进行轴向定位，套筒外径为47 mm 。
（2）、第二段轴用于定位轴承，取直径为36mm，长度为15mm。
（3）、第三段为安装一级传动大齿轮，直径为40mm，长度为43mm 。
（4）、第四段轴轴肩，直径为46 mm，长度为10 mm。
（5）、第四段轴轴肩，安装一级传动大齿轮，直径为40mm，长度为79mm 。
（6）、第五段轴用于安装轴承6206，取直径为30mm，长度为26mm。
Ⅲ轴
1、求轴上的功率P=2kw n=56.47r/min T=338
2、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为为45钢，调质处理。根据表16.2，取C的值为112，于是
d≥＝=36.8mm 选d=37
输出轴的最小直径为安装联轴器处的轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。
联轴器的计算转矩T=KT,由表19.3，考虑转矩变化小，故取K=1.5
则：
T=KT=1.5×33.8×10=507
故选用LH3,公称转矩为630N.m的弹性柱销联轴器 ，半联轴器的孔径为30mm。半
联轴器与毂孔的长度为L=82mm
3、轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案

从右到左：
（1）、第一段轴用于安装联轴器，取直径为30mm，长度为82mm，
（2）、第二段轴 的伸出端，取直径为35mm，长度为40mm。
（3）、第三段用于安装深沟球深沟球轴承6208，直径为40mm，长度为28mm。
（4）、第四段用于深沟球轴承轴肩，直径为47mm，长度为60mm。
（5）、第五段用于轴向固定齿轮的轴肩，直径为56mm，长度为10mm。
(6) 、第六段用于安装二级大齿轮, 直径为50mm，长度为75mm。
(7) 、第七段用于轴承的轴肩, 直径为47mm，长度为15mm。
(8) 、第八段用于安装深沟球深沟球轴承6208, 直径为40mm，长度为28mm。
六、滚动轴承的选择和计算
由于使用的是直齿齿轮，无轴向力，因此为了简便，选用深沟球轴承。具体直径根据所配合的轴的直径选择恰当的直径系列。
轴承的校核
型号
配合的轴
F(N)
P(N)
(N)
(N)
6206
轴1
826
6221
29500
18100
6206
轴1
3322
3322
29500
18100
6206
轴2
2645
3475
29500
18100
6206
轴2
819
340
29500
18100
6208
轴3
2864
3625
43400
29200
6208
轴3
1448
1469
43400
29200
从上表可以确定轴承在预期寿命里是安全的。

七、键联接的选择和计算
选择用平键，且材料为钢制。
工作功用
型号
（平键）
安装部位直径
（mm）
工作长度
（mm）
工作高度
（mm）
传递的转矩(N.m)
挤压应力(Mpa)
许用挤压应力
连接带轮
6×7×40
20
50
7
43.13
29.16
110
连接齿轮b
10×8×36
40
45
8
140.8
48.52
110
连接齿轮b1
12×8×70
40
80
8
140.8
49.07
110
连接齿轮c
12×9×56
50
75
9
338
58.15
110
连接联轴器
8×10×70
30
82
7
338
52.52
110

八、减速器附件的选择和密封类型的选择
通气器：采用和油面指示器相连的器件
起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M16×1.5

润滑与密封
一、 齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为0.88m/s.考虑到中间的齿轮b充分浸油，而浸油高度为六分之一至三分之一大齿轮半径（D=378 mm），取为60mm。

二、 滚动轴承的润滑
由于浸油齿轮的周向速度中有大于2m/s的，为了简便，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、 润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较，根据周向速度，选取运动粘度约在275mm/s的润滑油，考虑到该装置用于中小型设备，选用N320润滑油。

四、 密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
九、联轴器的选择
联轴器的计算转矩T=KT,由表19.3，考虑转矩变化小，故取K=1.5
则：
T=KT=1.5×33.8×10=507
故选用LH3,公称转矩为630N.m的弹性柱销联轴器 ，半联轴器的孔径为30mm。半
联轴器与毂孔的长度为L=82mm
十、箱体的设计
根据设计的零件尺寸大小选择用剖分式箱体。采用铸造工艺，材料使用HT200. 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用配合.
1、机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2、考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3、机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4、对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
箱体的结构尺寸如下表。图参见《机械设计基础课程设计》
名称
符号及数值（mm）
箱体壁厚
=8
箱盖壁厚
=8
箱体凸缘厚度
b=12,b=12 p=20
加强肋厚
m=6.8,m=6.8
地脚螺钉直径
d=16
地脚螺钉数目
4
轴承旁联接螺栓直径
d=12
箱盖、箱座联接螺栓直径
d=8
轴承盖螺钉直径和数目
d=8,n=4
轴承盖（轴承座端面）外径

观察孔盖螺钉直径
d=6
d、d、d至箱体外壁距离； d、d至凸缘边缘的距离
C=18,C=16
轴承旁凸台高度和半径
h由结构决定，R= C=16
箱体外壁至轴承座端面距离
l=39

十一、设计小结
由于时间比较紧，所以这次的设计存在许多缺点，很多时候，由于缺少经验，取值过于保守，使整体结构庞大，很多地方浪费材料；同时箱体的设计很粗糙。但通过这次的减速箱的设计，使我能学习到很多实践知识，同时将公差课，机械制造基础，机械设计，材料力学，等课程综合起来了，了解了机械设计的基本流程。在设计的过程中，我们大量查阅国标，积极请教老师，很好的培养了我们作为工科技术人员的基本素养，老师丰富的经验，使我们了解了作为工程师的必备素质。
相信在类似设计经验的积累，我在以后的学习或者实际工作中，能够设计出紧凑、质量轻、强度高的机械
参考资料目录
[1]《机械设计课程设计指导书》，高等教育出版社，宋宝玉主编，2006年8月第一版；
[2]《机械设计》（第四版），高等教育出版社，邱宣怀主编，1997年4月第四版；
[3]《机械设计》（第八版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版;
[4]《机械制图》，高等教育出版社，何铭新、钱可强主编，2004年1月第五版；
[5]《互换性与技术测量》，高等教育出版社，李柱，徐向前主编，2004年12月第一版；
[6]《课程设计图册》高等教育出版社，龚溎义主编，1989年5月第三版；

目 录
第一章 总论 1
1.1项目名称与承办单位 1
1.2研究工作的依据、内容及范围 1
1.3编制原则 3
1.4项目概况 3
1.5技术经济指标 5
1.6结论 6
第二章 项目背景及建设必要性 8
2.1项目背景 8
2.2建设的必要性 9
第三章 建设条件 11
3.1项目区概况 11
3.2建设地点选择 错误！未定义书签。
3.3项目建设条件优劣势分析 错误！未定义书签。
第四章 市场分析与销售方案 13
4.1市场分析 13
4.2营销策略、方案、模式 14
第五章 建设方案 15
5.1建设规模和产品方案 15
5.2建设规划和布局 15
5.3运输 18
5.4建设标准 18
5.5公用工程 20
5.6工艺技术方案 21
5.7设备方案 21
5.8节能减排措施 24
第六章 环境影响评价 25
6.1环境影响 25
6.2环境保护与治理措施 26
6.3评价与审批 28
第七章 项目组织与管理 29
7.1组织机构与职能划分 29
7.2劳动定员 29
7.3经营管理措施 30
7.4技术培训 30
第八章 劳动、安全、卫生与消防 31
8.1编制依据及采用的标准 31
8.2安全卫生防护原则 31
8.3自然灾害危害因素分析及防范措施 32
8.4生产过程中产生的危害因素分析及防范措施 32
8.5消防编制依据及采用的标准 34
8.6消防设计原则 35
8.7火灾隐患分析 35
8.8总平面消防设计 35
8.9消防给水设计 36
8.10建筑防火 36
8.11火灾检测报警系统 37
8.12预期效果 37
第九章 项目实施进度 38
9.1实施进度计划 38
9.2项目实施建议 38
第十章 项目招投标方案 40
10.1招标原则 40
10.2项目招标范围 40
10.3投标、开标、评标和中标程序 40
10.4评标委员会的人员组成和资格要求 42
第十一章 投资估算和资金筹措 43
11.1投资估算 43
11.2资金筹措及使用计划 45
第十二章 财务评价 47
12.1费用与效益估算 47
12.2财务分析 48
12.3不确定性分析 49
12.5财务评价结论 50
第十三章 建设合理性分析 51
13.1产业政策符合性分析 51
13.2清洁生产符合性分析 51
13.3规划符合性分析 51
13.4项目建设环保政策符合性分析 51
13.5环境承载性分析 51
13.6结论 52
第十四章 结论与建议 53

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