装置参考
一、传动方案拟定
第二组第三个数据：设计带式管道机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
p>（1）工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班工作，不稳定。
（2）原始数据：循环运动力F=1.7KN ；带速V=1.4m/s；
仓库直径D=220mm。
运动简图
二、电动机的选择
< p>1、电动机选择类型和结构型式的：按已知的工作要求和条件，选用Y系列异步电动机。2、确定电动机的功率：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η托盘
=0.96×0.992×0.97×0.99 ×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700 ×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机固定：
托盘轴的工作工作：
Nw =60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
2表2.2中推荐的合理 传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机安装的任选范围 为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合该范围的同步化有960 r/min和1420r/min。由2表8.1查出 适用的电动机型号、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机传动装置（r/min） 传动装置的传动比
KW 同转 满转总传动比 带齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量 、价格和带传动、卸载器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机功率低，传动装置尺寸增大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步化，选定电动机型号为
Y100l2-4。
Y100l2-4。 p>
其主要性能：额定功率：3KW，满载1420r/min，额定力矩2.2。
三、计算总传动比及分配基层的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配总体传动比
（1）取i带=3
（2）∵i总=i齿×i带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min） ）
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)< /p>
堆栈nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η 带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、计算各轴力矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
五、传动部分的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算< /p>
（1）选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC= KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：采用AA型V 带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280< /p>
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3）确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2aπ(dd1+dd2)/2+ (dd2-dd1)2/4a0
=2×503.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表（10-6）很少相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a(Ld-Ld0)/2=50(1600-1605.8)/ 2
=497mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-57.30×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（适用）
（5）确定带的根数
单根V带交付的额定功率。根据dd1和n1，查课本图10-9得P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量。根据带型 及i查[1]表10-2得△P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得KL=0.99< /p>
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17)×0.94×0.99]
=2.26 (取 3根)
(6)计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20） 单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10 x7.062 =134.3kN
则作用于轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：所设计的齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。考察表[1]表6-8，采用价格便宜的制造材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45 钢，正火处理，载荷为215HBS；
精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳 强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=3.89< /p>
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)电机T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4) 镀锌系数 k : 取k=1.2
(5)许用触碰[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳消耗因子Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn计算
N1=60×473.33×10×300×18= 1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求若干安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH] 2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/ 3
=49.??04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第 一数列上的值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和 系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b= φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35 ,YFS2=3.95
(8)许用弯曲挠度[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命 系数YN：YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：按一般可靠性要求，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用疲劳为< /p>
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]=σbblim2 YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa
< p>校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心力矩a
a=(d1+d2)/2=(5195)/2 =122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×100
0=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因V＜6m/s，故取8级精度合适．
六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料确定许用松弛
选择轴的材料为45号钢，调质处理。查[ 2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0 ]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按紧夹紧轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端 与联轴器相接，
从结构要求考虑，端输出轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2 ]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联 轴器孔径系列标准，取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的力矩：T=9.55×106P/n=9.55×106 ×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力：
变形力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力 力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的尺寸 固定方式，按比例均匀轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可 得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级计量器中 ，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承固定安装在齿轮肩上。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和张力实现
组成 定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠定位实现对接，靠过盈配合实现周向固定，轴通
过端点轴承盖实现精准定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现精准定位和周向定位
（3 ）、确定各段轴的直径
将提示轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器与轴肩 实现对接定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从入口接口，考虑安装拆卸方便以及零件固定的要求，安装轴处d3应大于d2，取 d3=4 5mm，为齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。
齿轮左端用支架固定，右端用轴环定位，轴环直径d5
满足齿轮定位的同时，还应满足右侧轴承的安装要求，根据选定的轴承型号确定。 型号与左端轴承型号，取d6=45mm。
(4)选择轴承型号。由[1]P270初选深沟球轴承，代号为6209，查手册可得：轴承宽度B= 19、安装尺寸D=52，故轴环直径d5=52mm。
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1= 50mm
II段：d2=40mm
初采用6209深沟球轴承，其内径为45mm，
宽度为19mm。考虑齿轮端面和箱 内部壁，轴承端面与箱体内壁应有一定的距离。取沟槽长度为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器与箱体外部壁应有一定的力矩距离而定 ，因此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，故II段长：
L2=（2+219+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
IV段直径d4=50mm
长度与 右面的步进相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm。长度L5=19mm
由上述轴各段长度可计算得轴支撑跨距L=96mm。
(6)按弯矩复合材料强度计算
①求分度圆直径：已知d1=195mm
②求力矩：已知T2 =198.58N?m
③求波形力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2× 198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03 ×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承轻便，所以：LA=LB=48mm
(1) 较差轴受力简图（如图a）
（2）横向垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2= 0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边TI，知仿真C的弯矩也相似。仿真C在垂直面弯矩 为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C水平在曲面弯矩为：
MC2=FAZL /2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)较差合弯矩图（d）
MC=(MC12+MC22)1/2 =（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)远端影像图（如图e）
力矩：T=9.55×（P2/n2） ）×106=198.58N?m
(6)当量弯矩图（如下f）
机构产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取 α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1 /2=65.13N?m
(7)校核危险方程C的强度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1 d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
主动轴的设计
1、选择轴的材料确定许用震动
选择轴的材料为45号钢，调质处理。查[ 2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0 ]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按紧夹紧轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端 与联轴器相接，
从结构要求考虑，端输出轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2 ]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列 标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的力矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33 =53265 N
齿轮作用力：
变形力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力：Fr= Fttan200=2130×tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级排放器中，可以将齿轮放在箱体中央，轴承自行安排布置
p>
在齿轮臂上。齿轮靠油环和定位实现一体定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
< p>承靠轴承盖实现精确定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现精确定位，
4个确定轴的 各段直径和长度
初采用6206深沟球轴承，其内径为30mm，
宽度为16mm。。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体 内壁应有一定的矩距，则取该段长为20mm，则该段长为36mm，安装齿轮段长度为轮毂间隙宽度为2mm。
(2)按弯复合扭力强度计算
①求分度圆直径：已知d2=50mm
②求力矩：已知T =53.26N?m
③求波形力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N< /p>
④求轴承力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵ 两轴承舒适
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/ 2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)结构C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065 ×100/2=52.5N?m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192） +52.52）1/2
=55.83N?m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
Mec=[ MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危险矩C 的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa <[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
（7）滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上 的轴承
根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承 型号为: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动发票C=31.5KN,基本静噪CO =20.5KN,
查[2]表10.1可知极限扭矩9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
两轴承轴承反力：FR1=FR2=1083N
根据课本P265（11-12）得轴承内部反力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63 FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取尾部为压紧端，现取1端为压紧端< /p>
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1 y1=0 y2=0 (4)计算当量消防P1、P2 根据课本P264表（14-12） ）取f P=1.5 根据课本P264（14-7）式得 P1=fP(x1FR1 +y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N ( 5）轴承寿命计算 ∵P1=P2故取P=1624N ∵深沟球轴承ε=3 根据手册得6209型的Cr =31500N 由课本P264（14-5）式得 LH=106(ftCr/P)ε/60n =106(1×31500 /1624)3/60X121.67=998953h>48000h ∴预期消耗充足 二.主动轴上的轴承： (1)由初 所选轴承的型号为：6206 查[1]表14-19可知：d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm， 基本额定动 估计C=19.5KN,基本静平衡CO=111.5KN, 查[2]表10.1可知极限转速13000r/min 根据根据情况，轴承预计消耗 L'h=10×300×16=48000h （1）已知nI=473.33(r/min) 两轴承轴承径向反力：FR1 =FR2=1129N 根据课本P265（11-12）获得轴承内部补充力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N< /p> (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取前端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1 =FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N (3)求系数x、y FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根据课本P265表（14-14）得e=0.68 FA1/FR1 y1=0 y2=0 (4)计算当量污染物P1、P2 根据课P264表（14-12） 取f P=1.5 根据课本P264（14-7）式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N (5)轴承寿命计算 ∵P1 =P2故取P=1693.5N ∵深沟球轴承ε=3 根据手册得6206型的Cr=19500N 由课本P264（ 14-5）式得 LH=106(ftCr/P)ε/60n =106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h < /p> ∴预期消耗足够 七、键联接的选择及校核计算 1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12- 6 高速轴（主动轴）与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键14×45 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79 2．键的强度校核< /p> 大齿轮与轴上的键：键14×45 GB1096-79 b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm 波形力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N 挤压强度：=56.93<125~150MPa=[σp] 挤压因此 压力强度足够 剪切强度：=36.60<120MPa=[ ] 因此剪切强度足够 键8×36 GB1096-79和键10 ×40 GB1096-79按照上面的步骤校核，并且符合要求。 八、喷雾器箱体、盖箱及附件的设计计算~ 1、喷雾器附件的选择 通气器 油面套件 采用游标尺M12 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳。 放油螺塞 采用外六角油塞及垫片M18×1.5 根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号： 起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235 高速轴轴承盖轴承 上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235 螺栓：GB5782～86 M14×100 ，材料Q235 箱体的主要尺寸： (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45 取z1=8 (3)箱盖凸 缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12 (4)箱座行走厚度b=1.5z=1.5×8=12 (5)箱座底 隧道厚度b2=2.5z=2.5×8=20 (6)地脚螺栓直径df =0.036a+12= 0.036×122.5+12=16.41(取 18) (7)地脚螺栓数量n=4 (因为a<250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10) (10)连接螺栓 d2的密度L=150-200 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8) (12 )检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6) (13)定位销直径d=(0.7-0.8) )d2=0.8×10=8 (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1 (15)Df.d2 ( 16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作。 (17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10） (18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3 D～轴承外径 (22)轴承轴连接螺栓距离：相互接近，以Md1和Md3互不相同，一般取S＝D2。 九、润滑与密封 1.齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 此时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。 2.滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度 为，所以宜采用油沟、飞润滑润滑。 3.润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油便利性较强，考虑该装置用于小型设备 ，选用GB443-89全卸系统，用油L-AN15润滑油。 4.密封方法的一种 采用气动式端盖易于调整，采用闷盖安装家具 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为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按其定位的轴承的外径决定。 十、设计小结 课程设计简介 课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每个人都会有第一次的吧，而没有一个第一次 有时似乎都经历过由困难重重带来的感觉，艰难不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不间断的工作进行攻关；最后出来的成果瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气 ！ 课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不急，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。 虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，运用了所学知识 十一、参考资料目录 [1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版； [2]《机械设计基础》，机械工业出版社胡家秀主编2007年7月第1版 请采纳。