[下载]二级齿轮[课程设计] 设计说明书 [复制链接]

文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一．设计任务书 SZH`-xb!+5  
u\ _yjv#  
设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。 CHGa_  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN z)M#9oAM  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S t`B@01;8A  
3.滚筒直径     D=200 mm *v%y;^{k[/  
4.滚筒效率n=0.96 ~61b^L}$  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； X,
G<D}  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 $ 64up!  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 y'm!h?8  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 ,ayEZ#4.m  
部件：1电动机 6J>AU  
      2V带传动或链传动 Z[Tou  
      3减速器 iyn9[>j
e  
      4联轴器 U)G.Bst  
      5输送带 y"yo\IDW  
6输送带鼓轮 wp@_4Iq1$  
传动方案设计如下： opH!sa@U  
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 s21} a,eB  
                                      6 ]x?2P%  
1.     选择电动机的类型 U1r]e%df)  
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 5csh8i'V  
2.    确定电动机的容量 12lX-~[["  
电动机所需功率由公式 jM\{*!7b  
      Pd=Pw/ηa (KW) SyVGm@  
      Pw=Fv/1000ηw :C>7HEh-2_  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) T`!R ki%~  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: 1*=ev,Z  
      ηa=η带η²轴η齿η链 Fs~(>w@  
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 ;+wB!/k,  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 _H]^7`;  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW M?lh1Yu"  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW WrGA7&!+  
3 确定电动机的转速 `sKyvPtG  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) M,fL(b;2  
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. {K.H09Y  
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Pe=4.0KW &|XgWZS5  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 fJ/INL   
  符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). t5E$u(&+'B  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 &^$@LH3  
(1)    求传动比 gg`{kN^r.a  
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: %d+Fq=<  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 DoczQc-U+  
(2)    分配传动装置传动比 9YI@c_1 Q  
ia=i带i减 TIJH}Ri  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 \uTlwS  
则i减=ia/i带=3.35 g}hUCx(  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 \r IOnZ.WK  
(1)    各轴功率 l?)>"^  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) sR/Yv  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) n=-vOa%  
(2)    各轴扭矩 >l 0aME@-0  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) fR[8O\U~  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) y7pBcyWTE=  
1vq2`lWpx  
n=1000             Ou1kSG|kM  

G T~rr*X  
电动机                 型号为Y132M-6 ;[ QIHA!  
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i带=2.5 [,Ul
 
i减=3.35 ;}6wj@8He  
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TI=85.76N/m 2
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) $zOV*O2  
(3)    各轴转速 pzRVX8  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) d1#lC*.Sg  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) Wg%]  
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三．V带传动设计 6xr%xk2E  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 9[&q C  
该系统载荷变动小，工作条件不是很恶劣，所以工况系数选用为1.2， Oku7&L1  
设计功率Pd=KAP kW WS@"
8+re;  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， |rgPHRX^Hn  
由转速在满载时为960r/min N3)n**  
查表得 EZp >Cf7  
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四 .传动零件的计算 L1y71+iqU  
  设计一般用途的传动零件 "{Y6.)x  
1.    选择材料 _c5*9')-)  
小齿轮选用45号钢调质，大齿轮用45号钢正火，查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255，大齿轮齿面硬度为160-217，计算时取平均值小齿轮为236，大齿轮为188。 n.C5w8f  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 ZNL+w4  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 (=EDqAZg  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) ~03M
H'  
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. :-$8u;!M  
:3b02}b7  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) .*.eY?,V  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 @~UQU)-(  
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS２＝188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min xH}bX-
m  
t=15x300x16=72000h 8%xBSob{j  
N1=60x384x72000=1660000000 DVJn;X^T:  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 XP?)xDr8  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) Z_Y'#5o#  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 *JQ*$$5  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² $J&c1  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² jp^Sw|  
{Qn{w%!|  
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K为1.4. bSz7?NAp  
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/]MelW  
/F(n%8)Yq  
[σH1]= 580N/ mm² rjO{B`sV*  
[σH2]= 557 N/ mm² L$.3,./  
Ke?,AWfG  
计算时的以小值代入 hqmE]hwc  
   为齿数比.       "J=Cy@SSa  
将各参数代入得 w D r/T3  
a#;;0R $  
}2Euz.0  
则 ^\?Rh(pu  
的标准 =!xX{o?64  
中心距为 #Lp}j?Y  
4OpzGZ4+  
由于齿轮传动须装入箱体，现a为小数，结加工和测量带来不便，应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿，调整后位动比误差 只要在3-5%内， 因此Z2=93则a=150mm M*kE |q/K  
i实 l&'q+F  
合要求。 c@3 5\!9  
故分度 圆直径 %Uz\P|6PO  
  VJ&<6  
齿度 ?_Z-}f  
  'xGhMgR;  
3、校核齿根弯曲强度 /UK]lP^w]!  
^jwzCo-  
J:Qx5;b
;  
d(d<@cB
9  
,aC}0t  
]\_tO  
d1=59mm s(3HZ>qx;  
fs&$?mHL){  
QOS
MV#Nw%  
X3kFJ{  
jqc}mI\#  
Z1=27 nW7: ]  
Z2=90 xd^Pkf  
k'#3fz\  
Kq-1 b  
aSX4~UYB=  
@:GqOTN  
Td'(RV  
nH6SA1$kW  
`cXLa=B)9  
UNa"\  
pka^7OWyN  
wTU$jd1;+  
#NYnZ^6e  
A%Ka)UU+n  
a=150mm  YYYF a  
&zX W  
RBn/7  
hQm=9gS  
vjx'yh|  
d1=67.5759
jc Mn  
d2=232.5 M?"4{  
nsU7cLf"^V  
aO&{.DO2  
8^y=YUT  
f^B8!EY#:  
B#%QY\<X  
}_zN%Tf
~  
@gK`RmhGE5  
>B**fZ~L  
为齿形系数，查得 ~Dq-q6-@t  
} u;{38~  
为应力，修正系数，查得 3Z9Yzv)A  
C?gqX0[ q  
为 用弯曲应力，由 Za|iU`e\  
查得 
M1-tRF  
\#: W  
为弯有疲劳强度的寿命系数 Sc>mw   
81{8F  
  查得 s_NY#MPz[  
%u66H2  
故 ^7aqe*|vm  
`~)?OTzU#  
将各参数代入 Eb4NPWo  
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GuR^L@+ -.  
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B3ItZojAuw  
>(a35 b$  
akyMW7'3V<  
L/:l>Ko>7  
+I3Vfv  
o664b$5nsI  
sF!#*Y  
4aOz=/x2  
aNu.4c/5  
所以大小齿轮弯曲强度足够 ]4H)GWHKg  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 `qhT  
分度圆直径： HZ'rM5Kq  
nDraX_sm=  
齿顶圆直径： 95'+8*YCY  
=8 @DYz'  
齿跟圆直径： } KyoMs  
GLO3v. n;  
齿宽： j ^j"w(a  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 7/~=[#]*  
中心距 bfA>kn0C  
5、确定齿轮制造精度 Ps@']]4>W  
DehjV6t  
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度，第I，III公差与II组同为8级，并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 B%\&Q@X  

{FFdMdxy-  
1=109.3N/mm UPGUJ>2Z  
]YI9  
Y_[7q<L  
H};1>G4  
y-E'Y=j  
e7GYz7  
2=103.3N/mm _$AM=?P&  
:L@;.s  
K
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gPCf+>X{  
x,mt}>  
d1=67.5mm iz-z?)%  
d?X,od6  
d2=232.5mm tsg`
c;{  
;'{7wr|9  
da1=72.5mm 0~U%csPHt  
W2X`%Tx
0  
da2=237.5mm 'zm5wqrkAd  
6,YoP|@0  
dF1=61.25mm >G|RVB  
"B:FSWM_-  
dF2=226.25mm D@&xj_#\}  
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 ]+Whv%M  
~NIhS!  
ZXs,TaU  
H]tD~KM<  
a=150mm }iKjef#J  
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@H`jDaB9  
GJ，在零件上标示为8-GJGB10098-88，大轮齿厚偏差为KK，在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 |*t2IVwX  
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k'%yvlv  
[nHN@p|  

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[?N,3  
YSxr(\~j  
小轮8-GJGB10098-88 &i3SB
[|  
vKW!;U9~P  
大轮8-HKGBl0095-88 8Y8bFWuc  
4 ;_g9]  
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3c#^@Bj(-e  
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    tH; 6Mp;f  
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NMg(tmh  
五、轴的设计计算 3rZPVR$))  
1、选择轴的材料，确定许用应力，选用45号钢。调质处理，查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 /EQ^-4yr  
Zw4%L?  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 ^; U}HAY  
t{s>B]i^_w  
hxJKYU^%m  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% -sf[o"T,j  
('uUf!h?\  
考虑到减速器、轴承、 轴器，外观等因素， 轴II与滚筒连接处直径为35，轴I与电动机连接处为30，由于轴 II负荷大，故设计，检验都以轴II为例，轴I设计如同轴II。 ]fh(b)8_,  
轴尺寸设计见附录 }h/7M  
FncP,F$8   
X-bM`7'H  
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N /;Vg^Wx  
XVKRT7U  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 VhnIr#L+  
（1）轴上受力分析  Lo)T  
轴传递转矩 f&Sovuuh
 
0d0ga^O  
齿轮上圆周力 &g8Xjx&zj  
#>z!ns  
径后力 TOvsW<cM
 
!,J]5$M  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 E;k$ICOXA  
运输带工作拉力为2500N :"i2`y;u  
压轴力简单计为5000N :[C|3KKe"  
（2）受力图 m.5@qmQ  
T#H-GOY:  

SapVS*yx@  
Y$ KR\ m  
p7.~k1h  
]%G#x  
x.I?)x!C'  
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&pv*TL8  
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Ft=2351 N K'K/}q<  
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AJoP3Zv|?  
Fr=893N +mO/9
m  
4
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0yb9R/3.  
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Bv7os3xb  
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Ma ]*Pled  
7lzmAih  
K[q-[q#yc  
|tFg9RT  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) ypTH=]y  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 {@t6[g++  
7K24sHw;%  
同理 ERfSJ  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) h0-CTPQ7A  
`I(5Aj"  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) -[z1r)RZ  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 R]d934s  
K6nNrd}p:  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) Ge*N%=MX8  
截面c的变矩 cu4|!s`#  
R`%O=S*]  
M"ZeK4qh  
N1dM,H  
Aj"fkY|Q  
KN.WTaO  
p'=XW#2 >  
X D\;|  
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6KX/Yj~B  
RVA=1175.5N .R&jRtb/E  
2-rfFqpe  
q=26($  
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9gETWz(3I  
MVC=67004N.MM uh3<%9#\k  
(l)r.Vj  
GAlM:>  
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W"5VqN6v  
FivqyT7i  
%}Z1KiRiX  

9@YhAj  
eY(JU5{  
@zig{b8  
RHB=9381N .QDeS|l  
RHA=3488N w[/m:R?eX  
<a&$D  
!eD f}~  
knRs{1}Pw{  
:a)`iJn
b  
+<sv/gEt  
MHC左=-198816Nmm et@<MU@`  
N?c!uO|h|  
MHC右=-280307Nmm ~L9I@(/S  
;x-]1xx_  
9@ :QBe3]  
Rrp-SR?O  
rC6{-42bb  
KH9D},  
截面B的弯矩 JQA]O/|N  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) -~^sSLrbP  
"Pzh#rYY~W  
(6)作扭矩aT图g) qyR}|<F8*  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 1W{t?1[s  
j2=|,AmC  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） nRheBy
Ym  
'E4}++\  
(8)校核轴危险截面的强度 @"/:Omh  
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右，轴承支点的B处，故校核该截面的当量应力。 '~AR|8q?  
Z4D[nPm$  
]Tn""3#1g  
IkgRZ{Y  
}k_'a^;C1  
9+I/bl4  
Ypx"<CKP}  
.c\iKc#  
]eo%eaA   
W]M Fq5.  
B<&g  
}KR"0G[f  
G/yYIs  
MHB=-530000Nmm D[3QQT7c  
%ZGG6Xgw  
B$_-1^L e  
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gh.+}8="  
MC左=20980Nmm y`J8hawp  
MC右=28820Nmm mIv}%hD  
PgYIQpV  
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#bGYd}BfD  
:O]US)VSj  
Fq'Ds[wd5  
gm7 [m}  
yhd]s0(!  
9~4@AGL  
MLC左=33159Nmm |F&02f!]@  
MLB=554794Nmm ) RNB;K~s9  
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R^@  
+3]V>Mv  
N@V:nCl  
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I !O5+Er
 
- #-Bo  
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I6PReVIb  
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|2Uw8M7.E  
六．滚动轴承的选择计算 e//jd&G  
由于减速器为直齿圆柱齿轮，载荷平稳，轴向冲击小，故选用深沟球轴承，由轴尺寸，初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309，带轮轴承选用6308，根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 W6V((84(O  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 bfI= =  
>S]"-0tGD=  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N +HlZ?1g  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 )C0d*T0i  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） |mT1\O2a  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 p;~oIy\,  
代入得Cr=38205 x;A.Ll  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 g9j&\+h^  
七、键的选择和计算 `bF4/iBW  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm RM>A9nv$\  
工作长度 ，键高8mm $f+cd8j?o  
接触高度 #dQFs]:F  
      5 hW#BB  
A[uB)wWsn  
查表 }4kQu#0o")  
知键合适 P2)/!+`a  
八. 联轴器选择 WG +]  
轴外直径为30选用弹性套柱联轴器（GB4323—84）公称扭矩为125N.m，许用转速为3600r/min，而轴I扭矩为85.76，转速为960r/min，知远远合乎要求。 -#,4rN#  
            九.润滑与密封方式选择 s01=C3  
由工作环境及载荷，由于该系统工作环境不是十分恶劣，载荷比较平稳，故选用SY1172—08号润滑油，密封方式见图纸。 <7`U1DR=  
Hp[i8PJ  
b(t8TR#-  
;9'] na  

FT!Xr  
IUz`\B
O4  
!\cVe;<r  
15d'/f  
k}!'@  
S" (Nf+ux  
hx ^l  
QWE\Ud.q  
选用6308和6309深沟球轴承 C$4{'J-ZH  
m@2=vq1f  
tTT :r),}$  
"^wIixOH5  
h=^UMat-  
2a*+mw  
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FsS.9 `B  
Adgfo)X5  
6W:FT Pt44  
rp|A88Q/!  
5F#FC89Kk  
O^@F?CG :1  
= BbG2k  
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zx@L sp  
c)=a;_h  
\"w+4}  
b*ja,I4  
KyBtt47\  
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F<Xtp8  
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$F NH:r<  
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x=kJlGT  
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O%w'nz"  
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T(Bcp^N  
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Z4E6J'B8  
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T Qx<lw  
?*ZQ:jH  
2cSc 8  
]2YC7  
+SW|/oIU  
\v$z
U  
C型键 +KWO`WR  
书，有意请进。

啥啊？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？

想看看，谢

都看不懂

谢拉。。。。

JG, YKK

呵呵.谢谢了..

谢谢谢.呵呵....

好 ?6I`$ &OA  
   

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