
模具-注塑-方便饭盒上盖设计 0.5S稳压器盖板冲裁模设计 102机体齿飞面孔双卧多轴组合机床及CAD设计 10t桥式起重机小车运行机构设计 118面板注射模设计 11YQP36预加水盘式成球机设计 200米液压钻机变速箱的设计 20米T梁毕业设计 26手机外壳造型及设计步骤文档 27m3矿用挖掘机斗杆结构有限元分析 300×400数控激光切割机XY工作台部 3L-108空气压缩机曲轴零件 4岩心钻机升降机的设计 6136车床数控改造 6层框架住宅毕业设计结构计算书 8英寸钢管热浸镀锌自动生产线设计 A6140车床尾座体工艺工装设计 AWC机架现场扩孔机设计 BW-100型泥浆泵曲轴箱与液力端特性分析、设计 C618数控车床的主传动系统设计 C616型普通车床改造为经济型数控车床 CA-20地下自卸汽车工作、转向液压系统 CA6140车床后托架的加工工艺与钻床夹具设计 CA6140车床主轴箱的设计 CA6140杠杆加工工艺 CA6140机床后托架加工工艺及夹具设计 CA6140型铝活塞的机械加工工艺设计及夹具设计 CG2-150型仿型切割机 DTⅡ型固定式带式输送机的设计 DTⅡ型皮带机设计 FXS80双出风口笼形转子选粉机 GBW92外圆滚压装置设计 JLY3809机立窑(窑体及卸料部件) JLY3809机立窑(加料及窑罩部件)设计 JLY3809机立窑(总体及传动部件)设计 jx249乘客电梯的PLC控制 jx261组合机床主轴箱及夹具设计 MG132320-W型采煤机左牵引部机壳的加工工艺规程及数控编程 MG250591-WD型采煤机右摇臂壳体的加工工艺规程及数控编程 mj002数控技术和装备发展趋势及对策 mj016注射器盖毕业设计全部 mj020冲压模系统设计(金属) mj027我国数控机床的现状和发展趋势 mj030现在的工艺设计 MQ100门式起重机总体 MR141剥绒机锯筒部工作箱部和总体设计 NK型凝汽式汽轮机调节系统的设计 PF455S插秧机及其侧离合器手柄的探讨和改善设计 PLC控制机械手设计 PLC在高楼供水系统中的应用 Q3110滚筒式抛丸清理机的设计(总装、弹丸循环及分离装置、集尘器设计) Q3110滚筒式抛丸清理机的设计(总装、滚筒及传动机构设计) R175型柴油机机体加工自动线上多功能气压机械手 SF500100打散分级机回转部分及传动设计 SF500100打散分级机内外筒体及原设计改进探讨 SF500100打散分级机总体及机架设计 SPT120推料装置 SSCK20A数控车床主轴和箱体加工编程 T611镗床主轴箱传动设计及尾柱设计 WH212减速机壳体加工工艺及夹具设计 WHX112减速机壳加工工艺及夹具设计 X5020B立式升降台铣床拨叉壳体 X62W铣床主轴机械加工工艺规程与钻床夹具设计 X700涡旋式选粉机 XK5040数控立式铣床及控制系统设计 XKA5032A数控立式升降台铣床自动换刀装置的设计 XQB小型泥浆泵的结构设计 XX包装机总体设计及计量装置设计 Y32-1000四柱压机液压系统设计 YZJ压装机整机液压系统设计 Z30130X31型钻床控制系统的PLC改造 Z3050摇臂钻床预选阀体机械加工工 Z90型电动阀门装置及数控加工工艺的设计 ZL05微型轮式装载机总体设计 ZL15型轮式装载机 ZUO半自动液压专用铣床液压系统设计 “包装机对切部件”设计 “填料箱盖”零件的工艺规程及钻孔夹具设计 Φ1200熟料圆锥式破碎机 Φ3×11M水泥磨总体设计及传动部件设计 板材送进夹钳装置 半精镗及精镗气缸盖导管孔组合机床设计(夹具设计) 半精镗及精镗气缸盖导管孔组合机床设计(镗削头设计) 棒料切割机 杯子的三维设计 笔盖的模具设计 标牌雕刻数控加工工艺设计 拨叉零件工艺分析及加工 插秧机系统设计 叉杆零件 柴油机连杆的加工工艺 柴油机气缸体顶底面粗铣组合机床总体及夹具设计 铲平机的设计 车床变速箱中拔叉及专用夹具设计 车床的大修理 车床数控改造 车床主轴箱箱体右侧10-M8螺纹底孔组合钻床设计 车载装置升降系统的开发 齿轮架零件的机械加工工艺规程及专用夹具设计 冲大小垫圈复合模 冲击回转钻进技术 出租车计价器系统的设计 传动齿轮工艺设计 垂直多关节机器人臂部和手部设计 粗镗连杆大头孔专用镗床总体及镗削头设计 大模数蜗杆铣刀专用机床设计 大型制药厂热电冷三联供 大型轴齿轮专用机床设计 大直径桩基础工程成孔钻具 带式输送机自动张紧装置设计 带式运输机用的二级圆柱齿轮减速器设计 带位移电反馈的二级电液比例节流阀设计 袋泡茶包装机 设计 单拐曲轴机械加工工艺 单线画线机 低速级斜齿轮零件的机械加工工艺规程 地下升降式自动化立体车库 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注塑-游戏机按钮注塑模具设计 自动上料机机架部件设计及性能试验 自动洗衣机行星齿轮减速器的设计 总泵缸体夹具设计 总泵缸体加工 组合机床设计 组合机床主轴箱及夹具设计 组合件数控车工艺与编程 组合铣床的总体设计和主轴箱设计 钻法兰四孔夹具 以上目录来自:
我会帮你问问的
立式钻削中心主轴系统结构设计 论文编号:JX472 有设计图,论文字数:19933,页数:64 有开题报告,任务书 摘要 随着数控技术的发展,传统的立式钻床、铣床等设备并不能满足高加工精度,高加工效率,高速加工的加工要求。为此,在传统的立式钻床、铣床与新型数控机床技术的基础上,开发了以钻削为主,并兼有攻丝、铣削等功能,且备有刀库并能够自动更换刀具来对工件进行多工序加工的数控机床—钻削中心。 本文主要针对钻削中心的主轴系统进行设计。在本设计中,主轴调速取消了齿轮变速机构,而是由交流电动机来调速;主轴与电机轴之间采用多楔带传动;主轴内部刀具的自动夹紧,则采用了碟形弹簧与气压传动技术;主轴的垂直进给采用了半闭环伺服进给系统;主轴的支承采用了适应高刚度要求的轴承配置。 总之,通过对主轴系统的设计,使系统满足了钻削中心高效、高加工精度的要求。 关键词 数控技术 钻削中心 主轴系统 Abstract With the development of NC technology, the traditional vertical drilling, milling machine and other equipment and can not meet the high precision machining, Processing high-efficiency, high-speed machining requirements. Therefore, in the traditional vertical drilling machine, CNC milling machine and new technology on the basis of developing a drilling mainly, and both tapping, milling, and other functions, With cutting tool can automatically replace the multi-process workpiece machining CNC machine tools – Drilling Center. This paper is concerned with the drilling spindle system design. In this design, the spindle speed of the complete elimination of the variable speed gear, and a fully by the AC motor is to be achieved. Wedge Belt Drive is used between spindle and motor shaft. Internal spindle automatic tool clamping, the use of a disc spring with pressure transmission technology;The vertical axis feed using a semi-closed-loop servo control system; The supporting of spindle uses high stiffness requirements of the bearing arrangement. In short, through the spindle system design, allowing the system to meet the drilling center efficient, high-precision processing of the request. Keywords NC technology Drilling Center spindle system 目录 摘要I Abstract II 第1章 绪论 1 1.1数控技术发展状况及发展趋势 1 1.1.1概述 1 1.1.2数控技术国内外发展现状 2 1.1.3数控系统的发展趋势 2 1.2 课题研究的目的与意义 5 1.3设计方案的确定 6 第2章 钻削中心主轴部件结构设计 7 2.1 主轴的结构设计 7 2.1.1主轴的基本尺寸参数的确定 7 2.1.2主轴端部结构 8 2.1.3主轴刀具自动夹紧机构 9 2.1.4主轴的验算 11 2.1.5主轴材料和热处理的选择 15 2.2主轴传动的设计 16 2.2.1传动方式的选择 16 2.2.2多楔带带轮的设计计算 17 2.2.3多楔带的选择及带轮尺寸参数的确定 19 2.2.4传动件在主轴上的位置 20 2.2.5主轴电动机的选择 21 2.3主轴轴承 22 2.3.1主轴轴承的选用 22 2.3.2主轴轴承的配置 24 2.3.3滚动轴承调整和预紧方法 24 2.3.4主轴轴承的润滑 25 2.4碟形弹簧的计算 27 2.4.1钻削力分析 27 2.4.2碟形弹簧设计计算 29 2.4.3碟形弹簧的校核 31 2.5气缸的设计计算 33 2.5.1气缸的结构设计 33 2.5.2气动回路的选择 37 第3章 主轴进给系统的设计 39 3.1 概述 39 3.1.1伺服进给系统的组成 39 3.1.2伺服进给系统的类型 39 3.2 进给系统设计计算 41 3.2.1主要参数的设定 41 3.2.2切削力的估算 41 3.2.3滚珠丝杠副设计计算 42 3.2.4丝杠的校核 45 3.2.5选伺服系统和检测装置 47 3.2.6伺服电机计算 47 结论49 致谢50 参考文献 51 附录1 52 附录2 57 以上回答来自:
机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….2 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5 五、传动零件的设计计算………………………………….….6 六、轴的设计计算………………………………………….....12 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19 八、键联接的选择及计算………..……………………………22 设计题目:V带——单级圆柱减速器 第四组 德州科技职业学院青岛校区 设计者:#### 指导教师:%%%% 二○○七年十二月计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 (1) 工作条件:连续单向运转,载荷平稳,空载启动,使用年限10年,小批量生产,工作为二班工作制,运输带速允许误差正负5%。 (2) 原始数据:工作拉力F=1250N;带速V=1.70m/s; 滚筒直径D=280mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择: (1)传动装置的总功率: η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96 =0.82 (2)电机所需的工作功率: P工作=FV/1000η总 =1250×1.70/1000×0.82 =2.6KW3、确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: n筒=60×960V/πD =60×960×1.70/π×280 =111r/min 按书P7表2-3推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=(6~24)×111=666~2664r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:因此有三种传支比方案:综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选n=1000r/min 。 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转速,选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性能:额定功率:3KW,满载转速960r/min,额定转矩2.0。质量63kg。 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比:i总=n电动/n筒=960/111=8.6 2、分配各级伟动比 (1) 据指导书,取齿轮i齿轮=6(单级减速器i=3~6合理) (2) ∵i总=i齿轮×I带 ∴i带=i总/i齿轮=8.6/6=1.4 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速(r/min) nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/1.4=686(r/min) nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min) 2、 计算各轴的功率(KW) PI=P工作=2.6KW PII=PI×η带=2.6×0.96=2.496KW PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.496×0.98×0.96 =2.77KW3、 计算各轴扭矩(N•mm) TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960 =25729N•mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.496/686 =34747.5N•mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114 =232048N•mm 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 (1) 选择普通V带截型 由课本表得:kA=1.2 Pd=KAP=1.2×3=3.9KW 由课本得:选用A型V带 (2) 确定带轮基准直径,并验算带速 由课本得,推荐的小带轮基准直径为 75~100mm 则取dd1=100mm dd2=n1/n2•dd1=(960/686)×100=139mm 由课本P74表5-4,取dd2=140mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140 =685.7r/min 转速误差为:n2-n2’/n2=686-685.7/686 =0.0004<0.05(允许) 带速V:V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 =5.03m/s 在5~25m/s范围内,带速合适。 (3) 确定带长和中心矩 根据课本得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140) 所以有:168mm≤a0≤480mm 由课本P84式(5-15)得: L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+1.57(100+140)+(140-100)2/4×400 =1024mm 根据课本表7-3取Ld=1120mm 根据课本P84式(5-16)得: a≈a0+Ld-L0/2=400+(1120-1024/2) =400+48 =448mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-dd2-dd1/a×600 =1800-140-100/448×600 =1800-5.350 =174.650>1200(适用) (5)确定带的根数 根据课本(7-5) P0=0.74KW 根据课本(7-6) △P0=0.11KW 根据课本(7-7)Kα=0.99 根据课本(7-23)KL=0.91 由课本式(7-23)得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =3.9/(0.74+0.11) ×0.99×0.91 =5 (6)计算轴上压力 由课本查得q=0.1kg/m,由式(5-18)单根V带的初拉力: F0=500Pd/ZV(2.5/Kα-1)+qV2 =[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N =160N 则作用在轴承的压力FQ, FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2 =1250N 2、齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下:传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数: Z2=iZ1=6×20=120 实际传动比I0=120/2=60 传动比误差:i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用 齿数比:u=i0=6 由课本取φd=0.9 (3)转矩T1 T1=9550×P/n1=9550×2.6/960 =25.N•m (4)载荷系数k 由课本取k=1 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本查得: σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由课本查得接触疲劳的寿命系数: ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625×0.92/1.0Mpa =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa =460 故得: d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =766[1×25.9×(6+1)/0.9×6×4602]1/3mm =38.3mm 模数:m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm 根据课本表9-1取标准模数:m=2mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径:d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×120mm=240mm 齿宽:b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm 取b=35mm b1=40mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本P136(6-53)式: [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本查得: σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 由图6-36查得:YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa =204Mpa 将求得的各参数代入式(6-49) σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×20) ×2.80×1.55Mpa =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×120) ×2.14×1.83Mpa =1.2Mpa< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000 =2.0096m/s 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质,硬度217~255HBS 根据课本并查表,取c=115 d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴选d=22mm 2、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定 (2)确定轴各段直径和长度 工段:d1=22mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm ∴d2=28mm 初选用7206c型角接触球轴承,其内径为30mm, 宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,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+20+16+55)=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得:c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同,即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:(30+3×2)=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为36mm Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径:已知d1=40mm ②求转矩:已知T2=34747.5N•mm ③求圆周力:Ft 根据课本式得 Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N ④求径向力Fr 根据课本式得 Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N ⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图(如图a) (2)绘制垂直面弯矩图(如图b) 轴承支反力: FAY=FBY=Fr/2=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=235.3×50=11.765N•m (3)绘制水平面弯矩图(如图c) 截面C在水平面上弯矩为: MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N•m (4)绘制合弯矩图(如图d) MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m (5)绘制扭矩图(如图e) 转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=35N•m (6)绘制当量弯矩图(如图f) 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩: Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m (7)校核危险截面C的强度 由式(6-3) σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353 =12.9MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢,硬度(217~255HBS) 根据课本取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm 取d=35mm2、轴的结构设计 (1)轴的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。 (2)确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径:已知d2=300mm ②求转矩:已知T3=271N•m ③求圆周力Ft:根据课本式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求径向力式得 Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m (4)计算合成弯矩 MC=(MC12+MC22)1/2 =(16.12+44.262)1/2 =47.1N•m (5)计算当量弯矩:根据课本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N•m (6)校核危险截面C的强度 由式(10-3) σe=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件,轴承预计寿命 16×365×10=58400小时 1、计算输入轴承 (1)已知nⅡ=686r/min 两轴承径向反力:FR1=FR2=500.2N 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 根据课本得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系数x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本得e=0.68 FA1/FR1
少打机,多读书,除了死啃别无他法。或者找人指导
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