[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 f?oI'5R41  
Br?++\  
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。 oW` *FD  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN ^;v.ytO*  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S ]kU~#WT  
3.滚筒直径     D=200 mm ^^W`Lh%9
 
4.滚筒效率n=0.96 hNgcE,67q  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； mo97GW  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 *;~{_Disz  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 *{L<BB^  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 J{v6DYhi  
部件：1电动机 4.$hHFqS^5  
      2V带传动或链传动 ^$^Vd@t>a  
      3减速器 dvH67 x  
      4联轴器 vM$#m1L?  
      5输送带 #EwRb<'Em  
6输送带鼓轮 s?z=q%-p  
传动方案设计如下： pD)/-Dgdm  
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 2$/gg"g+  
                                      h,RUL  
1.     选择电动机的类型 (YWc%f4  
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 X +
  
2.    确定电动机的容量 mQ `r`DW  
电动机所需功率由公式 R S_lQ{'  
      Pd=Pw/ηa (KW) $5p'+bE  
      Pw=Fv/1000ηw 38.J:?Q  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) fbbl92p  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: 7&S|y]$~  
      ηa=η带η²轴η齿η链 ?@ye*%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 -JW6@L@  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 ;<ma K*f\S  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW It:QXLi;  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW *'S%gR=Aa+  
3 确定电动机的转速 b.u8w2(  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) 2/o/UfYjgF  
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. h],%va[  
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Pe=4.0KW /6*.%M>r  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 W)~.o/;  
  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). {4q:4i  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 0>MI*fnY"  
(1)    求传动比 Bb"4^EOZ,  
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: F7l:*r,O  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 ?C2;:ol  
(2)    分配传动装置传动比 j]D =\  
ia=i带i减
!QspmCo+  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 5hK\YTU  
则i减=ia/i带=3.35 [k}\{i>  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 /~5YTe(F  
(1)    各轴功率 s@iCfXU  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) Y/(-mcR  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) :vT%5CQ  
(2)    各轴扭矩 28yxX431S  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) dw!Eao47  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) HwuPjc#
 
F
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n=1000             6|Q'
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-;-"i J0  
电动机                 型号为Y132M-6 n"Vd"}sU.  
"?,6{\y,  
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i带=2.5 R  |%  
i减=3.35 *b_54X%3  
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+}/!yQtH  
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 O+j:L  
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TI=85.76N/m LL [>Uu?Y  
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J@iN':l-  
TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) &Qjl|2  
(3)    各轴转速 R*m"'|U  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) qQvb;jO  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) RY<b]|  
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三．V带传动设计 %v:h]TA  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 s/H"Ab  
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， }px]  
设计功率Pd=KAP kW z>;+'>XXgx  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， MPy][^s!  
由转速在满载时为960r/min x]cZm^  
查表得 5?0gC&WfN  
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四 .传动零件的计算 ,u&tB|,W,  
  设计一般用途的传动零件 ,jbGM&.C  
1.    选择材料 Q$fRi[/L  
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。 .
@i0U  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 t8DL9RW'  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 oEQ{m5O9  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) `*" H/Q
G  
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. b\?7?g  
Gin_E&%g  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) b'7z DZI]  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 mWli}j#  
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 hg?j)jl|  
t=15x300x16=72000h 9|N"@0<B  
N1=60x384x72000=1660000000 fou_/Nrue  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 <Qcex3  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) RGl=7^M  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 b46[fa  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² ~_u*\]-  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² "?.'{,Q  
Z;GIlgK9  
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K为1.4. gppBFS  
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[σH1]= 580N/ mm² qqncl
qkw&  
[σH2]= 557 N/ mm² 
%1Bn_  
p"Ot5!F>  
计算时的以小值代入 &|v{#,ymeb  
   为齿数比.       iO!27y  
将各参数代入得 Zimh_  
duX0Mc.0P  
aSc{Ft/O  
则 q=|R
89  
的标准 $o]r]#B+  
中心距为 Dc08D4   
i 3m3zXt  
由于齿轮传动须装入箱体，现a为小数，结加工和测量带来不便，应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿，调整后位动比误差 只要在3-5%内， 因此Z2=93则a=150mm P @zz"~f7  
i实 bf& }8I$  
合要求。 (2U
W_l  
故分度 圆直径 L2KG0i`+  
  z< z*Wz  
齿度 EQ4#fAM)  
  EE+`i%  
3、校核齿根弯曲强度 _eGT2,D5r  
v @:~mwy  
FY$fV"s  
6yY.!HRkr  
bF*NWm$Lf  
[+;qWfs B  
d1=59mm C)NC&fV  
Rj^7#,993  
4t04}vp  
>ajuk  
MhNFW'_  
Z1=27 q#MM
  
Z2=90 W4(v6>5l  
 >1A*MP4  
bI.t<;  
A5'NGt  
C:8_m1Y{  
G`fC/Le  
l1U=f]  
D]a<4a18  
u]+~VT1C,3  
ml|W~-6l  
[Y
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Rm1A>1a:  
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a=150mm mI*[>#q>  
!o=U19)  
r0d35
 
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OL9b  
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d1=67.5759 Ch$*Gm19Z  
d2=232.5 +YLejjQ  
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!zj0/QG\  
\)K^=jM  
VhjM>(  
~_s?k3cd  
Uj+j}C  
;zM*bWh9  
为齿形系数，查得 T,xPSN2A*  
kg@>;(V&  
为应力，修正系数，查得 *BuUHjTv  
\Y6WSj?E  
为 用弯曲应力，由 Q+b D}emd  
查得 LK6; ?m  
)o-Q!<*1  
为弯有疲劳强度的寿命系数 ZxV"(\$n  
I$E.s*B9  
  查得 b@3_L4~  
Y6,Rj:8  
故 1]
IQg;q  
Mu'8;9_6  
将各参数代入 A)%A!  
V=fEPM  
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所以大小齿轮弯曲强度足够 e^ v.)  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 6ND`l5  
分度圆直径： }d<}FJ-,  
c+
2FC@q{l  
齿顶圆直径： gks{\H]  
U#3J0+!  
齿跟圆直径： G#MdfKH  
=b/L?dR.-  
齿宽： =+AS/Jq  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 {#)0EzV6  
中心距 6P';DB  
5、确定齿轮制造精度 ;pnD0bH  
jAud {m*T  
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 D}vmwg@3  
y~75r\"R
 
1=109.3N/mm %rxO_  
sqW* pi  
E8-P"`Qba  
lGVEpCS}  
:sCqjz  
d9q(xZ5  
2=103.3N/mm zL\OB?)5J  
X,LD   
8
O Soel  
0Q^Ikiv  
U
f,4  
d1=67.5mm U4cY_p?  
sVl-N&/  
d2=232.5mm $]8
h $  
"I QlVi  
da1=72.5mm 9-rNw?7  
xKFn.qFr  
da2=237.5mm b?Ki;[+O  
D&S26jrZ  
dF1=61.25mm ;g~TWy^o  
6,9o>zT%H  
dF2=226.25mm ^.>jGI%rB  
/RMPS. d {  
eQ&ZX3*}  
I6Ce_|n ?k  
5Lf{8UxI  
-e8}Pm "  
a=150mm >$ e9igwe  
q=#} yEG  
G8;w{-{m  
*guoWPA|Ij  
d$ ^ ,bL2p  
R~ZFy0  
HB7;0yt`:  
$ mI0Bk  
}oNhl^JC  
yfm^?G|sW  
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。 ObiT-D?)g  
-UD\;D?$  
YiPoYlD*n<  
        EbdfV-E  
*Q,0W:~-  
o9H^?Rut  
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GxKqD;;u?=  
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sn?]n~z  
*7wAkljP  
小轮8-GJGB10098-88 >G~R,{6U  
>z.<u|r2  
大轮8-HKGBl0095-88 Jyqc2IH  
6O}`i>/6M  
^J\~XYg{7  
 .fdL&z  
6l4mS~/  
    b&5lYp"d  
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ku..aG`  
五、轴的设计计算 q`G,L(  
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 V14B[|YM<  
"hy.GWF|*  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 1\r|g2Z :  
yZWoN&  
K_ci_g":  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% MW+b;0U`#  
xrN &N_K#  
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。 t>uN'oCyC  
轴尺寸设计见附录 A=
j0On  
Tt>8?  
0{j&6I2  
ai0Ut  
2r6'O6v  
DU=dLE6-P;  
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d=35mm K)_WL]RJ.4  
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fKtV'/X;Q  
n& $^04+i  
<*EZ@XoN>  
4"=Vq5  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 /1`cRyS  
（1）轴上受力分析 |7@O($b  
轴传递转矩 xE-7P|2  
*{o UWt  
齿轮上圆周力 ~3RC>8*Qw  
/b;K  
径后力 PNeh#PI6)  
_#_ E^!  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 _e!F~V.  
运输带工作拉力为2500N 2ij# H ;  
压轴力简单计为5000N nNmsr=y5  
（2）受力图 A-ZmG7xk  
q/1Or;iK  
 st'D
 
6> {r6ixs1  
t_ur&.^SB  
5HS~op2n/  
&2I*0  
[hRU&z;W  
xdy^^3"  
9F;S+)H4  
Ft=2351 N z{]?h cY  
$ex!!rqN|  
iGXBqUQ:  
Fr=893N -p-0;Hy  
Cz^Q5F`  
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/Y^8SO4  
[t0rfl{.  
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0F;,O3Q  
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$A<ESfrs  
PKq
-@F%X  
_U)%kY8  
'b"TH^\  
"zZIS6j  
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R,@g7p  
8Og3yFx[rt  
(S^ck%]]a!  
J0220 _  
+K6szGP  
bZipm(e  
<Mf*l)%*  
'7Ig.K&  
*9gD*AnM,  
7uI#L}y  
rU#li0 >  
g.Hio.fVd  
#%S0PL"x U  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) q9}m!*8e  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 v@u<Ww;=@  
3 EYiQ`  
同理 S-Ai3)t6  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) FEm=w2  
^lO76Dz~a  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) NO>k  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 B/eaqJ  
Yr&Ka:  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) et$uP  
截面c的变矩 ,-rB=|w  
&/ouW'oP  
NW.XA! =E)  
b1!@v+  
RazBc.o<  
#s+X+fe  
E`@43Nz  
V,LVB_6  
F!8=FTb  
:):zNn_>`  
m@oUvxcd  
RVA=1175.5N `Q9+k<  
^,7=X8Su  
k90B!kg  
W^xZ+]  
9qH[o?]
 
FDLd&4Ex  
MVC=67004N.MM A4_>LO_qL  
\f"?Tv-C'  
|< N frz  
v*P[W_.  
o'qm82* =  
.C5@QKU  
|NEd@  
F";FG 0  
="B n=>  
u7muaSy  
RHB=9381N K}2Npo FS  
RHA=3488N H`D f  
K+mU_+KRp  
@}eNV~ROu  
G?[-cNdk  
]_2yiKv&  
2X_>vIlEm  
MHC左=-198816Nmm @)z*BmP  
fq Y1ggL  
MHC右=-280307Nmm ; J2-rh  
v&2+'7]w r  
#`j][F@N  
X>/K/M  
aQh?}=da  
sV'v* 1|  
截面B的弯矩 "/y|VTV"  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) CZfE |T~  
A\C'dZ <N  
(6)作扭矩aT图g) 6S_y%8Fv&[  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 AP ;
*iyQ[  
yjeL9:jH[  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） 6J;i,/ky  
bs:QG1*.  
(8)校核轴危险截面的强度 vXf:~G]  
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。 3k{c$x}  
@Mr}6x*  
X X&K=<,Ja  
acP ;(t  
"GLYyC  
}s6G!v^2""  
?'f^X$aS  
>D3zV.R  
@tQ2E}psP,  
.~22^k  
^y
D"d =z  
r\bq[9dX>  
S[.5n]  
MHB=-530000Nmm Zx9.pFc"  
.m!s". ?[  
r?afv.@L2  
(NM6micc  
dh?S[|='  
MC左=20980Nmm I1~G$)w#  
MC右=28820Nmm W60Q3  
uegb;m  
&]*|6cR$E  
j aD!  
X,&xhSz
g?  
B%y! aQep  
h^v9|~ZJ'7  
:SQLfOQ  
.&L^J&V  
MLC左=33159Nmm bWUS9WT  
MLB=554794Nmm Kf&r21h  
Z3Gm  
jvWI_Fto  
:;<\5Oy ^  
H}(=?
}+  
tgK x4  
b_ypsGE]5!  
4%%B0[Wo_O  
0|GpZuGO9  
oq243\?Y  
U* 4{"  
| [p68v>  
>|5XaaDa  
)2#vhMpdN  
/AoVl'R  
z?I+u*rF6  
M,ppCHy/$  
5nY9Ls(e  
mQFa/7FX  
Wf_CR(  
8~}s 3j4  
六．滚动轴承的选择计算 H'D#s;SlR  
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。 `~0P[>|+  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 otoBb^Mz  
Jm%mm SYK  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N p|b+I"M  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 {WIY8B'c  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） $R8>u#K!  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 9=H}yiJz  
代入得Cr=38205 CGCQa0  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 a4L
s^  
七、键的选择和计算 `!]R!T@C  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm o; 6fvn  
工作长度 ，键高8mm 0T1HQ  
接触高度 IU7$%6<Y  
      ^}>zYt  
#_on{I  
查表 9e0C3+)CY  
知键合适 fFjLpl  
八. 联轴器选择 IkiQOk  
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。 
<>SR4  
            九.润滑与密封方式选择 sg+ZQDF{x  
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。 j l}!T[5  
G`9cd\^  
B{[f}h.n  
>0kmRVd  
@gH(/pFX  
(zjz]@qJ  
1 ,#{X3  
w/?nUp  
=X)Q7u".7  
X\o/i\ C}  
fEx+gQW_  
(
Nm}3p  
选用6308和6309深沟球轴承 A
*G )CG  
cBg,k[,  
JmnBq<&,0  
:D<:N*9i  
"PZYgl  
SPfD2%jjC  
ERUs0na]  
IOSuaLH^  
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BM|-GErE  
NFrNm'v  
N$N;Sw  
l*F!~J3  
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7p P|  
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[ c ~LY4:  
} l:mN  
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#)W8.  
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}9L 40)
8  
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C型键 q5?
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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 %/4_|@<'  
   

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