立軸沖擊式同步破碎機開式轉(zhuǎn)子設計

濟南大學畢業(yè)設計濟南大學畢業(yè)設計2-2-畢業(yè)設計題目立軸沖擊式同步破碎機開式轉(zhuǎn)子設計學院機械工程學院專業(yè)濟南大學畢業(yè)設計PAGE17-1前言1.1選題的目的與意義沖擊式破碎機又稱制砂機，是一種從20世紀80年代發(fā)展起來的新型破碎機。目前，已經(jīng)在砂石場得到廣泛的應用，是成功地應用細碎技術的典范，它能提供立方體形的物料。尤其是用于制砂領域，在砂的質(zhì)量，產(chǎn)量等方面，沖擊式破碎機得到了一致的公認和好評。立軸沖擊式同步破碎機有以下優(yōu)點：①破碎效果好。②能量消耗小，立軸沖擊式同步破碎機由于使物料兩次破碎，在同樣破碎效果下，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速低，磨損小。其能耗產(chǎn)量比遠遠小于傳統(tǒng)破碎機，節(jié)能效益顯著，破碎效率高。③設備噪音低。該機設計是以物料在體內(nèi)高速沖擊碰撞而實現(xiàn)破碎目的的，避免了破碎工件過多的直接錘擊和擠壓，使工作噪音大為降低。⑤結構合理，設備占地面積小，設備重量也大幅度減輕。⑥運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，潤滑可靠，安裝和維修方便。=7\*GB3⑦造價低廉，經(jīng)濟效益好。綜上所述，開發(fā)并生產(chǎn)出具有高技術水準的立軸沖擊式同步破碎機具有重要意義。1.2立軸沖擊式同步破碎機簡介1.2.1立軸沖擊式同步圖1-1立軸沖擊式同步破碎機結構簡圖如圖1-1所示，立軸沖擊式同步破碎機主要由轉(zhuǎn)子，傳動系統(tǒng)，入料裝置，破碎腔，出料裝置，機架等構成。立軸沖擊式同步破碎機是在立軸沖擊式破碎機的基礎之上，增加同步破碎功能，立軸沖擊式同步破碎機工作時，由電機通過皮帶輪帶動轉(zhuǎn)子作高速轉(zhuǎn)動，物料首先由進料斗進入破碎機高速旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)子中，在轉(zhuǎn)子內(nèi)被迅速加速，使石料以一定的初速度沿設計好的軌跡甩出，同時與轉(zhuǎn)子外側(cè)的反擊板發(fā)生碰撞，由于反擊板帶有一定的速度而轉(zhuǎn)子甩出的石料也有一定的速度兩個異向速度發(fā)生碰撞使石料碰撞后達到了更快的初速度，從而與破碎腔發(fā)生碰撞達到破碎效果。其加速度可達數(shù)百倍重力加速度，最后以60～80m／s的速度從轉(zhuǎn)子拋射出去，沖擊到破碎腔內(nèi)發(fā)生碰撞破碎。1.2.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀上世紀80年代，新西蘭人提出了立軸沖擊式破碎機的原型,經(jīng)不斷改進,在80年代末期，新西蘭推出了巴馬克立軸沖擊式破碎機。這種破碎機具有結構簡單、重量輕、造價低、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)及高效節(jié)能等優(yōu)點,到90年代世界各國開始推廣使用。該機廣泛用于建材、煤炭和化工等行業(yè),特別是在制砂業(yè)中占有很大優(yōu)勢。我國制造的立軸沖擊式破碎機,大多數(shù)是仿制的，自行開發(fā)少,雖然起步較早,但發(fā)展不快,各廠家產(chǎn)品雷同。立軸沖擊式破碎機有“石打石”和“石打鐵”兩種,給料方式有瀑落給料、溢流給料和轉(zhuǎn)子給料,有閉式轉(zhuǎn)子和開式轉(zhuǎn)子之分。由于該機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速很高,耗能大,磨損快,故降低轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，延長軸承使用壽命是需要解決的關鍵問題。目前的開式轉(zhuǎn)子允許大約100mm的進料粒度，而國內(nèi)至今沒有的開式轉(zhuǎn)子立軸沖擊式破碎機提供給市場，而且國內(nèi)的立軸沖擊式破碎機轉(zhuǎn)子直徑很少超過1.2m。國際上的立軸沖擊式同步破碎機已普遍采用陶瓷制作耐磨零件，而不僅僅是硬質(zhì)合金和高鉻鑄鐵。陶瓷材料不但可耐較高的溫度，而且有很好的抗腐蝕性。因而，在相同溫度的物料高速沖擊時，陶瓷材料的耐磨性能較好。目前,國內(nèi)的立軸立軸沖擊式破碎機采用硬質(zhì)合金和高鉻鑄鐵材料，質(zhì)量不穩(wěn)定，易腐蝕和磨損，由于破碎設備國內(nèi)外產(chǎn)品差距明顯，因此在國內(nèi)規(guī)模較大的砂石場中，仍然是進口的設備占多數(shù)。1.3立軸沖擊式破碎機發(fā)展趨勢（1）破碎機向大型化發(fā)展：為了滿足各種不同用戶的需要，滿足更大的產(chǎn)量，轉(zhuǎn)子直徑也越來越大，電機功率也越來越大。這樣允許進料的粒度也越來越大。（2）破碎機型式多樣：目前,立軸沖擊式破碎機已發(fā)展為不同的型式，例如可分為開式轉(zhuǎn)子和閉式轉(zhuǎn)子兩大類。而且又可以按每一規(guī)格的機器中的不同的轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，幾種不同的電機功率和幾種不同轉(zhuǎn)子出口數(shù)來分類。從而組合成不同的通過能量，不同的破碎效應，充分體現(xiàn)了配置的多樣性和靈活性。（3）控制全自動：采用計算機或PLC控制，運行中可遠距離顯示工作狀態(tài)下的機器各種參數(shù)，如機器的振動，瞬時的通過量，軸承的溫度,潤滑油的質(zhì)量情況等。便于及時處理工作中的各種問題。2設計的內(nèi)容與要求2.1設計的基本內(nèi)容①根據(jù)立軸沖擊式同步破碎機的總體的參數(shù)要求計算校核相關的數(shù)據(jù)。②破碎機轉(zhuǎn)子的設計：轉(zhuǎn)子的結構設計，尺寸設計，材料選用等。計算同步過程中轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速。計算石料從轉(zhuǎn)子拋出時的角度和速度V。③擋料板的設計：尺寸和結構的設計。=4\*GB3④軸承配置方案，潤滑方式。2.2主要參數(shù)及預期研究成果要求所設計的立軸沖擊式同步破碎機主要參數(shù)如表2-1所示。預期研究成果：①設計出符合給定性能參數(shù)的立軸沖擊式同步破碎機轉(zhuǎn)子。=2\*GB3②把握同步破碎機轉(zhuǎn)子的工作原理，完成相應的設計計算說明。表2-1參數(shù)要求最大入料（mm）功率（KW）葉輪轉(zhuǎn)速（r/min）處理量（t/h）60264-320850-1450160-3003開式轉(zhuǎn)子的設計轉(zhuǎn)子作為立軸沖擊式破碎機的主要工作部件,其狀況如何不僅決定著破碎機的生產(chǎn)質(zhì)量和效率,而且是直接影響破碎機的可靠性、使用壽命和成本的首要因素?，F(xiàn)有破碎機轉(zhuǎn)子可分為開式轉(zhuǎn)子與閉式轉(zhuǎn)子。本設計主要針對開式轉(zhuǎn)子的結構與尺寸的設計及材料的選用。3.1轉(zhuǎn)子的結構設計開式轉(zhuǎn)子是將擋料裝置與轉(zhuǎn)子底盤焊接或鑄造成一個整體，或用螺栓將擋料裝置與轉(zhuǎn)子底盤連接成一個整體，由于物料加速腔不是封閉的，有利于顆粒尺寸較大的物料，不容易造成堵塞，且便于安裝維修。圖3-1開式轉(zhuǎn)子俯視圖如圖3-1所示為所設計的開式轉(zhuǎn)子結構，轉(zhuǎn)子底盤為一圓盤，盤上焊接四個圓柱，對物料進行初次加速，物料沿圓柱邊緣甩出。立軸沖擊式同步破碎機轉(zhuǎn)子要求對物料進行同步加速，因此圓盤外側(cè)焊接擋料板，對物料進行第二次加速。根據(jù)最大入料粒度與處理量的要求，所設計的擋料圓柱直徑為80mm,高200mm,擋料板長150mm,厚度15mm,高200mm。由于轉(zhuǎn)子受石料沖擊摩擦，且轉(zhuǎn)子由焊接件焊接而成。所以要求選用耐磨且焊接性能好的材料。目前，耐磨材料的種類很多，主要有中錳球鐵、高錳鋼、低合金白口鐵等。低合金白口鐵雖然能夠適應低載荷下的沖擊，但使用壽命極短不是理想的材質(zhì)。高錳鋼屬于奧氏體組織的鋼種，在高沖擊下易產(chǎn)生加工硬化，因而具有一定的耐磨性能，但對于中低應力下的沖擊，不能發(fā)揮出良好的耐磨性。高鉻鑄鐵是繼高錳鋼之后的第三代耐磨材料，由于其組織中含有理想的共晶碳化物，而且容易得到馬氏體組織，與其它耐磨材料相比則顯示出較大的優(yōu)越性，因此得到廣泛的應用。3.2轉(zhuǎn)子的尺寸參數(shù)設計（1）轉(zhuǎn)子直徑轉(zhuǎn)子的直徑在立軸沖擊式破碎機上是一個重要的參數(shù),它與轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速組成了破碎機的主要性能參數(shù)。試驗可以得出,在滿足平衡條件要求的情況下,隨著轉(zhuǎn)子直徑和高度的增加,物料的通過量增大,破碎機的處理能力增大，轉(zhuǎn)子質(zhì)量加大,轉(zhuǎn)動慣量增大,軸承承受的負荷增大。轉(zhuǎn)子直徑與破碎機處理能力和給料最大粒度有關，根據(jù)經(jīng)驗利用給料最大粒度來確定轉(zhuǎn)子直徑，一般給料度越大轉(zhuǎn)子直徑越大。給出計算轉(zhuǎn)子直徑D(mm)的公式為：D=600+K(dmax-40)（3-1）式中：K系數(shù)，K=20；dmax最大給料粒度，mm。設進料粒度dmax=60mm，帶入式（3-1）中，D=1000mm（2）轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速立軸沖擊式破碎機中的物料是在轉(zhuǎn)子內(nèi)被強制加速后拋入破碎腔的,轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的確定應考慮以下幾個因素影響：=1\*GB3①轉(zhuǎn)速越高,破碎效果越好,但有一個極限，而且轉(zhuǎn)速高加快轉(zhuǎn)子磨損。=2\*GB3②轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速與振動有著直接的關系,破碎機在制造和使用過程中,由于加工精度和磨損等因素的影響,會導致轉(zhuǎn)子本身的嚴重不平衡,這會引起設備發(fā)生強烈的振動。通常，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速范圍一般取850-1450r/min為宜。所以要確定一個比較適合的轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速。轉(zhuǎn)子切線速度V一般在60-80m/s之間，通過下面公式：（3-2）式中：V轉(zhuǎn)子切線速度，m/s；D轉(zhuǎn)子直徑，mm。計算得n=1140~1528r/min。由于立式?jīng)_擊式同步破碎機經(jīng)過兩次加速轉(zhuǎn)速可適當降低，根據(jù)經(jīng)驗取轉(zhuǎn)速n=1000r/min。（3）擋料圓柱與擋料板的安裝位置物料在初次加速后將沿一定方向運動，相對轉(zhuǎn)子的運動軌跡為一螺旋曲線，必須保證物料到達轉(zhuǎn)子邊緣后能夠與外側(cè)擋料板發(fā)生碰撞，因此，要求擋料板有確切的安裝位置。如圖3-1所示，擋料圓柱與擋料板在轉(zhuǎn)盤上的安裝位置。（4）參數(shù)計算圖3-2為物料初次加速后運動情況，設拋出后物料以速度V運動，經(jīng)過時間Δt后與擋料板碰撞。直線AD為物料絕對運動方向，曲線AB為物料相對轉(zhuǎn)子運動軌跡，擋料板在與拋出位置成θ角度。物料到達轉(zhuǎn)子邊緣之前正好與擋料板發(fā)生碰撞。有公式：(3-3)(3-4)(3-5)式中轉(zhuǎn)子角速度，rad/s；Vt物料切向速度,m/s；Δt兩次碰撞時間差,s。圖3-2物料相對運動軌跡由圖中幾何關系得公式：（3-6）其中，（3-7）(3-8)式中，R=D/2=500mm,得出r250mm,，，。由此可確定擋料圓柱與擋料板的安裝位置。3.3轉(zhuǎn)子分料盤的設計分料盤安裝在轉(zhuǎn)子中心，作用是幫助物料向外甩出，應具有較強的導向能力和加速能力，使破碎效果更好，不容易造成阻塞。分料盤的基礎是一個圓錐體，如圖3-3所示，將分料盤設計為六邊形，上表面為圓弧曲面。并用螺釘固定在轉(zhuǎn)子底盤上。圖3-3分料盤結構4主軸支承零部件的設計4.1主軸的結構設計（1）軸的選材主軸是立軸沖擊式同步破碎機支撐轉(zhuǎn)子的主要部件，承受來自轉(zhuǎn)子的重量，沖擊力，因此要求主軸的材質(zhì)具有較高的強度和韌性，選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，主要力學性能如表4-1所示。表4-145鋼的機械性能材料牌號熱處理方法毛壞直徑/mm硬度/HBS抗拉強度極限δB/MPa屈服極限/Mpa彎曲疲勞極限/Mpa剪切疲勞極限/Mpa許用彎曲應力/Mpa45調(diào)質(zhì)≤200217-25564035527515560（2）確定各軸段直徑先按式（4-1）確定軸的最小直徑。（4-1）式中：P電機功率，KW；n軸的轉(zhuǎn)速，r/min；n=1000r/min,P=320KW,查機械設計手冊，取=112，可得75mm。確定各軸段的直徑，如圖4-1所示，軸段①直徑最小，考慮到軸段①上有鍵槽，取d1=90mm，軸段②Φ100;軸段③Φ112;軸段④Φ100;軸段⑤Φ圖4-1主軸結構圖4.2擬定軸上零件的裝配方案圖4-2軸的結構與裝配4.2.1軸承的選擇破碎機工作時由于受物料重力及轉(zhuǎn)子重力等作用力,主軸承受很大的軸向力，因此，所選軸承必須能承受軸向載荷。由于采用帶傳動的驅(qū)動方式，以及物料對轉(zhuǎn)子的沖擊振動，主軸承受很大的徑向載荷。因此需要選擇兩種軸承來配合支承，最終方案為四點接觸球軸承承受軸向載荷，調(diào)心滾子軸承承受徑向力。潤滑方式為脂潤滑。軸承的裝配方式如圖4-2所示。（1）四點接觸球軸承四點接觸球軸承為分離型軸承，是一套軸承可承受雙向軸向載荷的角接觸球軸承，可代替正面組合或背面組合的角接觸球軸承，適用于承受純軸向負荷或軸向負荷成份較大的合成負荷，該類軸承承受任何方向的軸向負荷時都能形成其中的一個接觸角（α），允許轉(zhuǎn)速很高，且運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，適合高速運轉(zhuǎn)場合。結構如圖4-3所示。所選型號為QJ220。圖4-3四點接觸球軸承（2）調(diào)心滾子軸承由于外圈滾道面呈球面，具有調(diào)心性能，因此可自動調(diào)整因軸或外殼的撓曲或不同心引起的軸心不正，能承受較大徑向載荷和少量軸向載荷。結構如圖4-4。所選調(diào)心滾子軸承型號為22220C/W33。圖4-4調(diào)心滾子軸承（3）軸承壽命的計算滾動軸承的壽命計算公式（4-2）式中：C基本額定動載荷；P軸承的當量動載荷；n軸承的轉(zhuǎn)速；ε軸承的壽命指數(shù)；查手冊得，滾子軸承ε=10/3。當量動載荷的計算：P=xFr+yFa(4-3)式中：Fr實際徑向負荷；Fa實際軸向負載；X徑向系數(shù)；Y軸向系數(shù)；fp動載荷系數(shù)，查手冊得fp=1.8—3.0。預期計算壽命，所選調(diào)心滾子軸承型號為22220C/W33，潤滑方式為脂潤滑，查機械手冊可知e=0.23,Y1=2.9,Y2=4.3,Y0=2.8,基本額定載荷Cr=310KN，極限轉(zhuǎn)速1800r/min。估計Fr60KN，F(xiàn)a20KN計算得PN5000h4500h，所以調(diào)心滾子軸承壽命滿足要求。（4）極限轉(zhuǎn)速的校核：軸承應滿足的轉(zhuǎn)速約束條件為(4-4)式中軸承最大工作轉(zhuǎn)速；負荷系數(shù)；負荷分布系數(shù)；軸承的極限轉(zhuǎn)速。所選調(diào)心滾子軸承=1800r/min=1000r/min，=>=1000r/min。故滿足極限轉(zhuǎn)速要求。4.2.2軸的強度校核和計算由于該傳動軸只承受扭矩，應按扭轉(zhuǎn)條件計算。圖4-5所校核的軸截面選直徑最小的軸段進行校核，截面如圖4-5所示。軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為：（4-5）其中T=（4-6）=(4-7)式中：扭轉(zhuǎn)切應力，Mpa;T軸所承受的扭矩，N﹒mm；軸的抗扭截面系數(shù)，mm；n軸的轉(zhuǎn)速，r/min;P軸的傳遞功率，KW；d計算截面處軸的直徑，mm;所校核的軸段d=90mm。[]許用扭轉(zhuǎn)切應力，Mpa，查手冊知45鋼[]=25-45Mpa。b鍵槽寬度,mmt鍵槽深度，mm,查手冊得b=25mm,t=9mm計算得，22.6[]。因此該軸滿足強調(diào)度要求。同樣方法可校核四點接觸球軸承的壽命和轉(zhuǎn)速要求。經(jīng)過計算可知所選四點接觸球軸承滿足使用要求。5轉(zhuǎn)子與軸的連接轉(zhuǎn)子在工作過程中會受到很大的沖擊載荷，如果連接不穩(wěn)定將會導致轉(zhuǎn)子傾斜擺動，對破碎效果產(chǎn)生很大影響，因此，轉(zhuǎn)子與軸的連接的穩(wěn)定性決定了破碎機是否能夠正常工作，對破碎的效果起到?jīng)Q定性作用。圖5-1轉(zhuǎn)子與軸的裝配方案1.分料盤2.墊板3.定位銷4.軸套5.鍵6.傳動軸7.轉(zhuǎn)子座8.轉(zhuǎn)子圖5-1為設計的轉(zhuǎn)子與軸的裝配方案，軸與一個有開口的軸套通過鍵連接，轉(zhuǎn)子固定在轉(zhuǎn)子座上，并通過軸套與轉(zhuǎn)子座過盈連接將轉(zhuǎn)矩傳遞給轉(zhuǎn)子，再將轉(zhuǎn)子上的墊板與軸套通過定位銷來定位，并用螺釘夾緊。保證了轉(zhuǎn)子的定位與連接的牢固與穩(wěn)定。6設計總結本次畢業(yè)設計題目為立軸沖擊式同步破碎機的開式轉(zhuǎn)子設計，通過實習和查閱大量資料和文獻，并結合平時所學的專業(yè)知識，從破碎機結構設計入手，對產(chǎn)品進行設計和創(chuàng)新。具體分析了立軸沖擊式破碎機的運轉(zhuǎn)形式和工作特點,對立軸沖擊式同步破碎機的開式轉(zhuǎn)子和主軸支承及主要零部件進行計算,設計出具有同步破碎功能的轉(zhuǎn)子，特點如下：（1）物料按設計好的軌跡拋出，經(jīng)過兩次加速，并能獲得足夠的破碎動能。降低了主軸轉(zhuǎn)速。（2）主軸支承方案可靠，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，主軸能夠承受破碎過程中的沖擊力，潤滑方式可靠。（3）在同樣破碎效果下，立軸沖擊式同步破碎機與傳統(tǒng)破碎機對比，降低了能量消耗，而且減小了沖擊振動，降低了噪聲。在設計中我查閱了機械工程制圖，機械設計手冊，機械設計等相關書籍，完成了CAD圖紙和手工圖紙的繪制。并從中學到了許多知識，對我產(chǎn)生了很大幫助。雖然自己的設計順利完成了，但由于自己知識水平的欠缺和理論深度理解的不足，還是存在很多不足和需要改進的地方。我將不斷提高自己的知識水平，積累經(jīng)驗，在以后的學習和工作中不斷完善自己。目錄緒論 11螺旋給料機概述 21.1螺旋給料機的應用 21.2螺旋給料機的工作原理及特點 31.3螺旋給料機的設計原則 41.4螺旋給料機的發(fā)展趨勢 51.5螺旋給料機的研究現(xiàn)狀 62螺旋給料機的設計與參數(shù)選用 92.1螺旋給料機的設計方法 92.2螺旋給料機現(xiàn)代設計方法 102.3螺旋體的選擇 132.4排出量的影響因素 142.5葉片的選定與設計 142.6軸承 222.7機槽 243螺旋給料機的工作過程分析 293.1物料的運動分析和葉片的設計 293.1.1物料的運動分析 293.1.2葉片的設計 344總體設計計算 404.1原始資料 404.1.1被輸送物料的名稱及運量 404.2螺旋給料機的設計計算 404.2.1確定螺旋直徑D 404.2.2螺旋軸螺距 424.2.3螺旋軸直徑 434.2.4螺旋軸轉(zhuǎn)速 464.2.5傳動功率 474.2.6實體式螺旋葉片的展開尺寸 494.2.7螺旋軸的連接 504.2.8螺旋給料機驅(qū)動裝置 514.3選擇電動機與傳動比的分配 534.3.1選擇電動機 534.3.2計算總傳動比并分配各級傳動比 544.3.3聯(lián)軸器的設計 564.3.4軸的強度計算 574.3.5軸承的選擇 634.4密封 664.5公差的設計 664.6附件的設計 674.7螺旋給料機進出料口裝置 685液壓砸板閥的設計 695.1液壓缸的設計 705.2液壓缸性能的參數(shù)計算 715.2.1液壓缸的輸出力 715.2.2液壓缸的阻力 715.2.3液壓缸的輸出速度 715.2.4液壓缸的輸出時間 725.2.5液壓缸的儲油量 725.2.6液壓缸的輸出功率 735.3.液壓缸結構參數(shù)設計 735.3.1液壓缸筒底部的厚度計算 735.3.2缸頭厚度的計算 745.3.3缸筒壁厚的計算 765.4液壓缸的聯(lián)接計算 805.4.1蓋的聯(lián)接計算 805.4.2活塞與活塞桿的聯(lián)接計算 815.4.3驗算活塞桿的穩(wěn)定性 825.4.4銷軸耳環(huán)的聯(lián)接計算 875.5液壓系統(tǒng)性能驗算 885.5.1液壓系統(tǒng)壓力損失 886螺旋給料機的安裝使用及維護 916.1螺旋給料機安裝技術條件 916.2螺旋給料機的使用與維護 92總結 94參考文獻 95英文原文97中文譯文108致謝 118目錄TOC\o"1-2"\h\z\u第一章總論 1第一節(jié)項目名稱及承辦單位 1第二節(jié)研究工作的依據(jù)與范圍 2第三節(jié)簡要研究結論 3第四節(jié)主要經(jīng)濟技術指標 5第二章項目提出的背景及必要性 7第一節(jié)項目提出的背景 7第二節(jié)項目建設的必要性 13第三章市場預測與需求分析 19第一節(jié)車用生物燃氣市場發(fā)展分析 19第二節(jié)有機肥市場分析 23第四章建設規(guī)模與產(chǎn)品方案 29第一節(jié)建設規(guī)模 29第二節(jié)產(chǎn)品方案 29第五章廠址選擇與建設條件 31第一節(jié)廠址方案 31第二節(jié)建設條件 32第六章工藝技術方案 40第一節(jié)項目組成 40第二節(jié)生產(chǎn)技術方案 40第三節(jié)