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單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)
一、設(shè)計要求及工況分析
1．設(shè)計要求
要求設(shè)計的動力滑臺實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進 工進 快退 停止。主要性能參數(shù)與性能要求如下：切削阻力FL=30000N；運動部件所受重力G=10000N；快進、快退速度1= 3=0.07m/s，工進速度2=0.83×10-3m/s；快進行程L1=150mm，工進行程L2=30mm；往復(fù)運動的加速時間Δt=0.2s；動力滑臺采用平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù)μs=0.2，動摩擦系數(shù)μd=0.1。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。
2．負載與運動分析
(1) 工作負載 工作負載即為切削阻力FL=3000N。
(2) 摩擦負載 摩擦負載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力：
靜摩擦阻力 N
2000
10000
2
.
0
s
fs
=
′
=
=
G
F
m
動摩擦阻力 N
1000
10000
1
.
0
d
fd
=
′
=
=
G
F
m
(3) 慣性負載
N
357.1
N
2
.
0
07
.
0
8
.
9
10000
i
=
′
=
D
D
=
t
g
G
F
u
(4) 運動時間
快進 s
2．1
s
07
.
0
10
150
3
1
1
1
=
′
=
=
-
u
L
t
工進 s
1
.
36
s
10
83
.
0
10
30
3
3
2
2
2
=
′
′
=
=
-
-
u
L
t
快退 s
6
.
2
s
07
.
0
10
)
30
150
(
3
3
2
1
3
=
′
+
=
+
=
-
u
L
L
t
設(shè)液壓缸的機械效率ηcm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所列。
表1液壓缸各階段的負載和推力
工況
負載組成
液壓缸負載F/N
液壓缸推力F0=F/ηcm/N
啟 動
加 速
快 進
工 進
反向啟動
加 速
快 退
2000
1357.1
1000
31000
2000
1357.1
1000
2222.2
1507.9
1111.1
34444.4
2222.2
1507.9
1111.1
圖1 F-t與-t圖
根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負載和運動時間，即可繪制出負載循環(huán)圖F-t 和速度循環(huán)圖-t，如圖1所示。
二、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)
1．初選液壓缸工作壓力
所設(shè)計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa。
2．計算液壓缸主要尺寸
鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（A1=2A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。
表2 按負載選擇工作壓力
負載/ KN
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
工作壓力/MPa
<0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5
表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力
機械類型
機 床
農(nóng)業(yè)機械
小型工程機械
建筑機械
液壓鑿巖機
液壓機
大中型挖掘機
重型機械
起重運輸機械
磨床
組合機床
龍門刨床
拉床
工作壓力/MPa
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32
表4 執(zhí)行元件背壓力
系統(tǒng)類型
背壓力/MPa
簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)
0.2~0.5
回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)
0.4~0.6
回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng)
0.5~1.5
用補油泵的閉式回路
0.8~1.5
回油路較復(fù)雜的工程機械
1.2~3
回油路較短且直接回油
可忽略不計
表5 按工作壓力選取d/D
工作壓力/MPa
≤5.0
5.0~7.0
≥7.0
d/D
0.5~0.55
0.62~0.70
0.7
表6 按速比要求確定d/D
2/1
1.15
1.25
1.33
1.46
1.61
2
d/D
0.3
0.4
0.5
0.55
0.62
0.71
注：1—無桿腔進油時活塞運動速度；
2—有桿腔進油時活塞運動速度。
由式得
2
4
2
6
2
1
cm
1
m
10
93
m
10
)
2
6
.
0
4
(
9
.
0
31000
)
2
(
-
′
=
′
-
′
=
-
=
p
p
F
A
h
則活塞直徑 mm
109
m
109
.
0
m
10
93
4
4
4
1
=
=
′
′
=
=
-
p
p
A
D
參考表5及表6，得d0.71D =77mm，圓整后取標準數(shù)值得 D=110mm， d=80mm。
由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為
根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。
表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值
工況
推力
F0/N
回油腔壓力
p2/MPa
進油腔壓力
p1/MPa
輸入流量
q×10-3/m3/s
輸入功率
P/KW
計算公式
快進
啟動
2222.2
—
0.44
—
—
加速
1507.9
p1+Δp
0.74
—
—
恒速
1111.1
p1+Δp
0.66
0.35
0.23
工進
34444.4
0.6
3.91
0.79×10-2
0.031
快退
啟動
2222.2
—
0.50
—
—
加速
1507.9
0.5
1.40
—
—
恒速
1111.1
0.5
1.31
0.45
0.59
注：1. Δp為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取Δp=0.5MPa。
2． 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。
三、擬定液壓系統(tǒng)原理圖
1．選擇基本回路
圖2 液壓缸工況圖
(1) 選擇調(diào)速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調(diào)速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。
(2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.35/(0.79×10-2)44；其相應(yīng)的時間之比(t1+t3)/t2=(2.1+2.6)/36.1=0.13。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源?？紤]到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如圖2a所示。
(3) 選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖2b所示。
(4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉(zhuǎn)為工進時，速度變化大（1/2=0.07/(0.83×10-3)84），為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖2c所示。
(5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。
圖3 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖
圖2 選擇的基本回路
2．組成液壓系統(tǒng)
將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖3所示。在圖3中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設(shè)了單向閥6。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13。考慮到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設(shè)了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。
四、計算和選擇液壓件
1．確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率
(1) 計算液壓泵的最大工作壓力
小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=3.96MPa，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力損失∑?p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為
(
)
MPa
01
.
5
MPa
5
.
0
6
.
0
96
.
3
e
1
1
p
=
+
+
=
D
+
D
+
3
?
p
p
p
p
大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=1.43MPa，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調(diào)速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總壓力損失∑?p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為
(
)
MPa
70
.
1
MPa
3
.
0
43
.
1
1
2
p
=
+
=
D
+
3
?
p
p
p
(2) 計算液壓泵的流量
由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.45×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1，則兩個泵的總流量為
L/min
33
/s
m
10
55
.
0
/s
m
10
45
.
0
1
.
1
3
3
3
3
1
p
=
′
=
′
′
=
3
-
-
Kq
q
考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為0.79×10-5 m3/s =0.47L/min，則小流量泵的流量最少應(yīng)為3.47L/min。
(3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率
根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和33mL/r，當液壓泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和31L/min，若取液壓泵容積效率ηv=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為
由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率ηp=0.8，這時液壓泵的驅(qū)動電動機功率為
KW
17
.
1
KW
10
8
.
0
60
10
33
10
70
.
1
3
3
6
p
p
p
=
′
′
′
′
′
=
3
-
h
q
p
P
根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L—6型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉(zhuǎn)速為940r/min。
2．確定其它元件及輔件
(1) 確定閥類元件及輔件
根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調(diào)速閥4選用Q—6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.47L/min。
表8液壓元件規(guī)格及型號
序號
元件名稱
通過的最大流量q/L/min
規(guī)格
型號
額定流量qn/L/min
額定壓力Pn/MPa
額定壓降?Pn/MPa
1
雙聯(lián)葉片泵
—
PV2R12-6/33
5.1/27.9*
16
—
2
三位五通電液換向閥
70
35DY—100BY
100
6.3
0.3
3
行程閥
62.3
22C—100BH
100
6.3
0.3
4
調(diào)速閥
<1
Q—6B
6
6.3
—
5
單向閥
70
I—100B
100
6.3
0.2
6
單向閥
29.3
I—100B
100
6.3
0.2
7
液控順序閥
28.1
XY —63B
63
6.3
0.3
8
背壓閥
<1
B—10B
10
6.3
—
9
溢流閥
5.1
Y—10B
10
6.3
—
10
單向閥
27.9
I—100B
100
6.3
0.2
11
濾油器
36.6
XU—80×200
80
6.3
0.02
12
壓力表開關(guān)
—
K—6B
—
—
—
13
單向閥
70
I—100B
100
6.3
0.2
14
壓力繼電器
—
PF—B8L
—
14
—
*注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為940r/min時的流量。
(2) 確定油管
在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表9所列。
表9各工況實際運動速度、時間和流量
快進
工進
快退
L/min
24
.
0
L/min
95
7
.
44
5
.
0
1
2
1
2
=
*
=
=
A
A
q
q
m/s
10
824
.
0
m/s
10
95
60
10
47
.
0
3
4
3
1
1
2
-3
-
-3
5′
=
′
′
′
=
=
A
q
u
s
38
.
1
s
109
.
0
10
150
3
1
=
′
=
-
t
s
1
.
34
s
10
88
.
0
10
30
3
3
2
=
′
′
=
-
-
t
s
46
.
1
s
123
.
0
10
180
3
3
=
′
=
-
t
表10允許流速推薦值
管道
推薦流速/(m/s)
吸油管道
0. 5～1.5，一般取1以下
壓油管道
3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值
回油管道
1. 5～3
由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設(shè)計要求。
根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取=4 m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為
為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。
(3) 確定油箱
油箱的容量按式估算，其中α為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，α=2～4；中壓系統(tǒng)，α=5～7；高壓系統(tǒng)，α=6～12?，F(xiàn)取α=6，得
五 液壓缸設(shè)計基礎(chǔ)
5.1液壓缸的軸向尺寸
液壓缸軸向長度取決于負載運行的有效長度（活塞在缸筒內(nèi)能夠移動的極限距離）、導(dǎo)向套長度、活塞寬度、缸底、缸蓋聯(lián)結(jié)形式及其固定安裝形式。圖示出了液壓缸各主要零件軸向尺寸之間的關(guān)系?；钊麑挾??；钊行谐倘Q于主機運動機構(gòu)的最大行程，m
18
.
0
3
.0
0
15
.
0
1
=
+
=
L
。導(dǎo)向套滑動面長度C的取值：當，。導(dǎo)向長度，
缸筒長度。
5.2主要零件強度校核
5.2.1缸筒壁厚δ=4㎜
因為方案是低壓系統(tǒng)，校核公式,
式中： -缸筒壁厚（）
-實驗壓力 ,其中是液壓缸的額定工作壓力
D-缸筒內(nèi)徑 m
D
11
.
0
=
· -缸筒材料的許用應(yīng)力。，為材料抗拉強度（MPa）,n為安全系數(shù)，取n=5。
對于P1<16MPa.材料選45號調(diào)質(zhì)鋼，對于低壓系統(tǒng)
因此滿足要求。
5.2.2缸底厚度δ1=11㎜
對于平缸底，厚度 有兩種算法
1.缸底有孔時：
其中
2.缸底無孔時，用于液壓缸快進和快退；
其中
5.2.3桿徑d
· ,式中F是桿承受的負載（N）F=34444.4N
是桿材料的許用應(yīng)力，=100
5.2.4缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑d1
式中 K------擰緊系數(shù)，一般取K=1.25~1.5；
F-------缸筒承受的最大負載（N）；
z-------螺栓個數(shù)；
----螺栓材料的許用應(yīng)力， ，為螺栓材料的屈服點（MPa），安全系數(shù)n=1.2~2.5
5.2.5液壓缸穩(wěn)定性計算
液壓缸承受的負載F超過某臨界值時將會失去穩(wěn)定性。穩(wěn)定性可用下式校核：
式中 nc---------- 穩(wěn)定性安全系數(shù) ，-4，取nc=3;
由于缸筒固定活塞動，，由桿材料知硬鋼，因此
式中 l-------------安裝長度（m）；
Rc-----------活塞桿橫截面的最小回轉(zhuǎn)半徑（m）； -----------材料柔性系數(shù)，取=115；
-----------液壓缸支承末端系數(shù)，取=； E------------活塞桿材料的彈性模量，可取E=； J-------------活塞桿橫截面慣性矩，對于實心桿；對于空心桿，D為桿的外徑，d為桿的內(nèi)徑；
------------材料強度決定的試驗值，=； A-------------活塞桿橫截面積；
-------------系數(shù)，取=；
因此滿足穩(wěn)定性要求。
5.2.6液壓缸緩沖壓力
液壓缸設(shè)置緩沖壓力裝置時要計算緩緩從壓力，當值超過缸筒、缸底強度計算的時，則以取代。在緩沖時，緩沖腔的機械能力為，活塞運動的機械能為?；钊跈C械能守恒中運行至終點。
式中：
通過驗算，液壓缸強度和穩(wěn)定性足以滿足要求。
六、驗算液壓系統(tǒng)性能
1．驗算系統(tǒng)壓力損失
由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取=1′10-4m2/s，油液的密度取r=0.9174′103kg/m3。
(1) 判斷流動狀態(tài)
在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù)
也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。
(2) 計算系統(tǒng)壓力損失
將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù)
和油液在管道內(nèi)流速
同時代入沿程壓力損失計算公式，并將已知數(shù)據(jù)代入后，得
可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。
在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失?pζ常按下式作經(jīng)驗計算
各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算
其中的Dpn由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：
1．快進
滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為
在回油路上，壓力損失分別為
將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失
2．工進
滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為
此值略小于估計值。
在回油路上總的壓力損失為
該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.66MPa，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。
按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為
此略高于表7數(shù)值。
考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為
此值與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。
3．快退
滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為
此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的。
在回油路上總的壓力損失為
此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。
大流量泵的工作壓力為
此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。
2．驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升
由于工進在整個工作循環(huán)中占96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在工進時，大流量泵經(jīng)液控順序閥7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失
液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率
W
4
.
564
W
8
.
0
60
10
9
.
27
10
0588
.
0
60
10
1
.
5
10
99
.
4
3
6
3
6
p
2
p
2
p
1
p
1
p
r
=
′
′
′
+
′
′
′
=
+
=
-
-
h
q
p
q
p
P
液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率
由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為
按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即
°C
其中傳熱系數(shù)K=15 W/（m2·°C）。
設(shè)環(huán)境溫T2=25°C，則熱平衡溫度為
°C
油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設(shè)置冷卻器。
六、設(shè)計小結(jié)
課程設(shè)計是機械設(shè)計當中的非常重要的一環(huán)，本次課程設(shè)計時間一周略顯得倉促一些。但是通過本次每天都過得很充實的課程設(shè)計，從中得到的收獲還是非常多的。?
? 這次課程設(shè)計，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設(shè)計經(jīng)驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導(dǎo)，和同學(xué)們的熱情幫助下，使我找到了信心?，F(xiàn)在想想其實課程設(shè)計當中的每一天都是很累的，其實正向老師說得一樣，機械設(shè)計的課程設(shè)計沒有那么簡單，你想copy或者你想自己胡亂蒙兩個數(shù)據(jù)上去來騙騙老師都不行，因為你的每一個數(shù)據(jù)都要從機械設(shè)計書上或者機械設(shè)計手冊上找到出處。雖然種種困難我都已經(jīng)克服，但是還是難免我有些疏忽和遺漏的地方。完美總是可望而不可求的，不在同一個地方跌倒兩次才是最重要的。抱著這個心理我一步步走了過來，最終完成了我的任務(wù)。