[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 A#35]V06  
-L8YJ8J6  
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。 s`c?:  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN 4)^vMG&  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S Fc'[+L--Q  
3.滚筒直径     D=200 mm P>wZ~Hjk  
4.滚筒效率n=0.96 "15=ET  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； BSKEh"f  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 DWrb
p  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 zh%qS~8Yv  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 ~^$MA$/p  
部件：1电动机 q5p e~  
      2V带传动或链传动 ZoxS*Xk  
      3减速器 [D[D`gpjA  
      4联轴器 t#5:\U5r.  
      5输送带 G3dhM#!  
6输送带鼓轮 <HF-2?`  
传动方案设计如下： sJ~P:g  
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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 T"!EK&  
                                      ,4Y*:JU4  
1.     选择电动机的类型 $bGD%9 z  
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 U9#WN.noG  
2.    确定电动机的容量 0M8.U  
电动机所需功率由公式 D$nK`r  
      Pd=Pw/ηa (KW) 5@P-g  
      Pw=Fv/1000ηw %-j&e44  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) a+?~;.i~  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: %MJ;Q?KB  
      ηa=η带η²轴η齿η链 LC-)'Z9}5  
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 G$5m$\K  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 Nn#u%xvJt  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW 6vp0*ww  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW Vk7=7%xW  
3 确定电动机的转速 &qRJceT(  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) |Td5l?  
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. inF6M8 A1  
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Pe=4.0KW vJCf~'  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 PqEA
qP  
  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). uva\0q  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 \ 4gXY$`@  
(1)    求传动比 Y4To@TrN#\  
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: )Au&kd-W@(  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 /`+7_=-  
(2)    分配传动装置传动比 pFIecca w  
ia=i带i减 M#M?1(O/NE  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 tWk{1IL  
则i减=ia/i带=3.35 !F7:i  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 `K?1L{p'4  
(1)    各轴功率 9X]f[^  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) Q]\j>>  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) >L[lV_M_>
 
(2)    各轴扭矩 detLjlE  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) 4<}A]BQVkJ  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) ~ hm`uP  
?}sOG?{  
n=1000             CEqZ:c  
treXOC9^B8  
电动机                 型号为Y132M-6 <]Y[XI(kr  
"{( [!  
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Y:pRcO.4g  
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i带=2.5 RWikJ   
i减=3.35 |s|/]aD}o  
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TI=85.76N/m ^saM$e^c:  
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J@` 8(\(  
TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) ^<;w+%[MT  
(3)    各轴转速 [TCRB`nTQF  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) EUZq$@uWL  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) -N z}DW>  
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三．V带传动设计 Ta^.$O=F  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 3wo'jOb  
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， ;tXY =  
设计功率Pd=KAP kW pSXEJ 2k  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， 'rvE  
由转速在满载时为960r/min _}^u-fJ/~  
查表得 k1m'Ka-  
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四 .传动零件的计算 y>DfM5>  
  设计一般用途的传动零件 [lmHXf@1C  
1.    选择材料 =ZxW8DK  
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。 +8L(pMI4  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 v(i1Z}*b  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 SH .9!lQv  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m)  JsZAP  
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. >lUBt5gU  
}IxY(`:qs  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) )6O\WB|  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 53g8T+`\(  
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 $q4XcIX 7  
t=15x300x16=72000h QC$=Fs5+  
N1=60x384x72000=1660000000 ykErt%k<n  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 Ukk-(gjX  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) RTdD]pE8Q  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 `I]1l MJ)o  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² AAIyr703cQ  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² /vFxVBX  
o=mq$Z:}  
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K为1.4. ECmHy@(  
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1drqWI~  
[σH1]= 580N/ mm² 3[|:sa8?s  
[σH2]= 557 N/ mm² N%n1>!X)!  
LS2ek*FJO  
计算时的以小值代入 _x,-d|9bd  
   为齿数比.       Ht=6P)  
将各参数代入得 4}r\E,`*X  
`ykMh>*{  
Z CQt1;  
则 u75)>^:I   
的标准 N,sqrk]  
中心距为 &
"r==A?  
,XBV}y  
由于齿轮传动须装入箱体，现a为小数，结加工和测量带来不便，应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿，调整后位动比误差 只要在3-5%内， 因此Z2=93则a=150mm 1K*f4BnDr~  
i实 yG4LQE  
合要求。
5.C[)`_  
故分度 圆直径 Ck/_UY|  
  LBbo.KxAe3  
齿度 X,JWLS J  
  '7O{*=`oj  
3、校核齿根弯曲强度 ai;gca_P#  
x>8}|ou  
eN2k8=  
B;D:9K  
23u1nU[0  
#by9D&QP]  
d1=59mm r3BDq  
` HE:D2b  
13>3R+o  
zoJkDr=jn  
=Zb"T5E  
Z1=27 13_+$DhU-L  
Z2=90 >gOI]*!5  
Edn$0D68u_  
2 Zjb/  
yK>0[6l  

RwE*0 T  
\dxW44sM  
sKB-7  
+v[$lh+  
\Q?|gfJH  
x}8T[  
+'&_V011<  
T>uWf#&pjs  
A*26'  
a=150mm X5oW[  
l]klV+9t  
<{z3p:\  
\,cKt_{ u  
J%O4IcE  
d1=67.5759 M;TfD  
d2=232.5 NV:XPw/  
o YI=p3l  
*/Ry6Yu  
9bcyPN  
,w/mk$v  
18w^7!F?~u  
Sc"4%L  
I.\f0I'.  
I}W-5%  
为齿形系数，查得 xV 1Z&l  
Q"K>ML>0  
为应力，修正系数，查得 8$j
T#\_  
+_XbHjhN/  
为 用弯曲应力，由 Sp$x%p0  
查得 1PTu3o&3  

~ew**@N  
为弯有疲劳强度的寿命系数 r dG2| Tp  
d @kLLDP  
  查得 UG?C=Tf  
`=l{kBZT|  
故
eN?P) ,  
J)yy}[Fx  
将各参数代入 {7~ $$AR(  
Jx ;"a\KD  
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`"":  
si.a]k/f  
所以大小齿轮弯曲强度足够 RYJc
>  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 a&aIkD  
分度圆直径： WJ4UJdf'  
54cgX)E[x  
齿顶圆直径： 8[`<u[Iv  
UXB8sS*wQ?  
齿跟圆直径： 5 ^J8<s@_  
+pViHOJu&V  
齿宽： -t'oW*kdL  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 K}3"K
C  
中心距 [Q_|6Di  
5、确定齿轮制造精度 EjE`S_i=  
.LcE^y[V
 
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 4m!3P"$  
H08YMP>dc  
1=109.3N/mm ;p!hd}C  
1g
ej$G@  
X&oy.Roo  
WzbN=& C]h  
M]TVaN$v#  
PlRs-%d  
2=103.3N/mm [\n.[4gq"  
.+o>  
afq +;Sh  
uN0fWj]  
t U=b~  
d1=67.5mm N%E2BJ?  
Dx*oSP.qX  
d2=232.5mm \#7%%>p=O'  
/M `y LI  
da1=72.5mm E?D{/k,zZ  
,,wx197XeD  
da2=237.5mm v$/i5kcWx  
5<?$/H|
7T  
dF1=61.25mm !-nm7Q  
Dohe(\C@  
dF2=226.25mm i j;'4GzQL  
9sU,.T  
jAHn`Bxz  
h,?Yw+#o"  
H4A+Dg,  
}U1shG[  
a=150mm N ] /d  
J&1N8Wk)  
e;r-}U  
[;8fL  
@|A&\a-"J  
3edK$B51;  

5g7}A`  
{j*+:Gj0V  
*.Hnt\4|  
7B"aFnK;[J  
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。 8k'em/M~  
}kefr
T  
Ap18qp  
        HV(*6b
@  
xl=|]8w  
_Fy:3,(  
}gaKO 5  
U<byR!qLie  
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~3]8f0^%m  
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%'5wwl  
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CMUphS-KE  
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C.p*mO&N  
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EJY:C9W  
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cn{l %6K  
Q"uu&JC  
\/zS@fz  
0C_Qp%Z  
IA^DfdZY  
1-<Xi-=^{t  
Rvo<ISp  
mAKi%)  
小轮8-GJGB10098-88 oaE3Aa  
!{\c`Z<#  
大轮8-HKGBl0095-88 U {v_0\ES  
"WL  
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<e/e+  
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    9!h+LGs(,  
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VTdZ&%@  
五、轴的设计计算 }e$);A|  
1、选择轴的材料，确定许用应力，选用45号钢。调质处理，查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 V !$m{)Y  
0=iJT4IEJ  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径  xMU)  
QX4I+x~oo\  
w_  m  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% -eya$C  
JkmL'Zk>:  
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。 ZO~N|s6B^  
轴尺寸设计见附录 6lPGop]js]  
E^!%m8--  
4ET P  
]iPdAwc.1  
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dxA=gL2  
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Z7(hW,60  
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3 . @W.GG8  
d=35mm iU &V}p  
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L-fAT'!'  
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i
oZ2J"s  
-wY6da*.W  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 '0[l'Dt'  
（1）轴上受力分析 4kx#=MLt
 
轴传递转矩 R (6Jvub"I  
#0weN%  
齿轮上圆周力 7UMsKE-  
|u03~L9G  
径后力 ieObo foD  
oI^iL\\2h  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 J?%Z7&/M>  
运输带工作拉力为2500N Y*4\K%e(  
压轴力简单计为5000N r8@:Ko= a  
（2）受力图 2(UT;PSI  
"3Ec0U \s  
pxP7yJL`  
_wm"v19  
?L|@{RS{|  
*@n%K,$v  
Xc'yz 2B  
!]W6i]p  
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w^dB1Y7c(W  
Ft=2351 N %uQ^mK  
MYLq2g\  
IUwY/R9Q  
Fr=893N rGx1>xd(k  
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R D)dw  
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V<+d o|@F  
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HAP9XC(F]  
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VYvHpsI  
sA:0b5_a  
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i_I`Y  
^-rb&kW@:  
H!HkXm"  
RKRk,jRL  
E+csK
*A7  
Gh|q[s*k  
`[[ A7  
lZ'NLbK  
zPZy#7/A  
h2K1|PUKl[  
DL<r2h  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) ; *r5 d+]  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 %5$yz|:  


*=)%T(^  
同理 L/#^&*'B  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) d8e6}
C2v  
x>7}>Y*(  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) H"].G^V\6  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 LBbk]I  
NgQ {'H[Y  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) ,"5Fw4G6*  
截面c的变矩 PudwcP{  
@<r;>G  
(?;Fnq  
T^%$  
9Iy>oV  
|'Z6M];8t  
Tgc)'8A;BN  
Em%"]B  
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NDm3kMa  
FlgK:=Fmj  
RVA=1175.5N =;`+^  
Ks7DoXCvE  
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MVC=67004N.MM d*4fl.
 
*&^`Uk,[  
t9;yyZh  
$ nx&(V  
3mIVNT@S9  
9Qst5n\Z  
2<y!3OeN  
ZEiW\ V  
@Q 8E)k@  
[f!sBJ!  
RHB=9381N Gn>#Mvq  
RHA=3488N g!,>.  
y_;LTCj?  
hWP$U  
@rB!47!  
z GhJ  
E%FCOKw_  
MHC左=-198816Nmm Xb@lKX5Re  
cNZuwS~,  
MHC右=-280307Nmm 2WE_NEpJI  
07:CcT  
7Y"CeU-S  
$DuX1T  

U ]Ek5p  
vc0'x4  
截面B的弯矩 no~hYyW2  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) ]>M{Qn*  
f
RS)YE@a:  
(6)作扭矩aT图g) XT~!dq5  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 F@~zVu3'  
h&|q>M3  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） N|WZk2 "  
8+5z-vd  
(8)校核轴危险截面的强度 z%Pbs[*C  
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。 sN]O]qYXJ  
J5b>mTvb  
-!zyit5B  
PQ9.aJdw@-  
tXDO@YH3S  
f?}~$agc  
+nU"P  
f mXU)  
)FVW/{NF@q  
"^_9t'0  
U>PF#@ C/  
F0 x5(lpQ  
+o^b ,!  
MHB=-530000Nmm k<x  %  
Q}.zE+  
l?F
-w;wHN  
oNH&VHjU  
Z:7X=t=  
MC左=20980Nmm = zJY5@^'7  
MC右=28820Nmm K89 AZxH  
7UM!<@9\  
o_C j
o  
ozv:$>v@"  
IWbW=0IsS  
Q%:#xG5AmE  
DWT4D)C,U  
QhV!%}7  
 (o`"s~)  
MLC左=33159Nmm :wtr{,9rZ  
MLB=554794Nmm 
}H2<w-,+  
doM}vh)6  
QJ1_LJ4)a  
$42%H#  
~{MmUp rS  
pI*/-!I  
@w:6m&KL9  
V-rzn171Q)  
V0yQ  
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qGOD  
2Hltgt,  
v}w=I}<x  
U-+%e:v  
}ti+tM*  
M`{x*qR  
zSs5F_  
)<W6cDx'H+  
k8]=5C?k  
|4RuT .-o  
F@=)jrO=$  
|%6zhkoufM  
六．滚动轴承的选择计算 GS1Vcav<  
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。 tTa" JXG  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2
&Uqm3z?v  
hN% h.
;s  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N mG;Gt=4  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 ;Kb]v\C:  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） TM_ MJp  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 SVvR]T&_  
代入得Cr=38205 zD8q(]: A  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 )dFTH?Mpo  
七、键的选择和计算 %DJxUuh  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm N"d*pi#h  
工作长度 ，键高8mm `a.1Af;L  
接触高度 XsE] Z4  
      ~4p@m>>  
B5%N@g$`j  
查表 DFvLCGkDk  
知键合适 NNUm
=g^  
八. 联轴器选择 U?dd+2^};t  
轴外直径为30选用弹性套柱联轴器（GB4323—84）公称扭矩为125N.m，许用转速为3600r/min，而轴I扭矩为85.76，转速为960r/min，知远远合乎要求。 !M]_CPh]  
            九.润滑与密封方式选择 4BSSJ@z  
由工作环境及载荷，由于该系统工作环境不是十分恶劣，载荷比较平稳，故选用SY1172—08号润滑油，密封方式见图纸。  %trtP  
<&&xt ?I.  
vF45tw  
~;aSE  
Umwd<o  
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lH_S*FDa  
E&G_7->  
pq;)l(Hi  
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zw=as9z1-  
%dXfC!  
选用6308和6309深沟球轴承 ,nMc. G3  
,^JP0Vc*  
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"/<N*vh  
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~;m~)D  
0*:]eM};P  
#eE:hiu<v  
C型键 4$.UVW\  
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 cCj}{=U  
   

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