[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 :Iz8aQ  
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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。 JsS-n'gF'  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN f,Ghb~y  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S CU~PT.  
3.滚筒直径     D=200 mm Kf
-JcBsrT  
4.滚筒效率n=0.96 $Z>'Jp  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； K|s,ru  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 kSo"Ak!  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 [.}oyz;}N  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 [KQ6Ta.  
部件：1电动机 :MDKC /mC  
      2V带传动或链传动 ]JR +ayk7  
      3减速器 #|``ca54B  
      4联轴器 |+"(L#wk  
      5输送带 a09<!0Rp  
6输送带鼓轮 ~bpgSP"
 
传动方案设计如下： W!(LF7_!  
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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 NQ2E  
                                      ;,e2egC'  
1.     选择电动机的类型 @D
o=
k  
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 7Hu3>4<  
2.    确定电动机的容量 +=8VTCn?  
电动机所需功率由公式 $PHvA6D  
      Pd=Pw/ηa (KW) k"w"hg&e  
      Pw=Fv/1000ηw iOO)Q\  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) VY\&8n}e(  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: jW@
Uo=I[  
      ηa=η带η²轴η齿η链 =w0R$&b&  
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 $iz|\m  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 (dSL7nel;L  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW *~i ])4  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW Hj,A5#|=J  
3 确定电动机的转速  ;4~hB  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) f& '  
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. VW4r{&rS  
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Pe=4.0KW #4 pB

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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 ,1o FPa{?  
  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). uk<9&{  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 v #j$;  
(1)    求传动比 JrRH\+4K  
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: :!!at:>  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 ?+}_1x`  
(2)    分配传动装置传动比 YglmX"fLf  
ia=i带i减 2!=f hN
 
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 O[JL+g4  
则i减=ia/i带=3.35 I(BQ34q  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 4u})+2W  
(1)    各轴功率 {[?(9u7R  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) (M.&^w;`,  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) %aVq+kC h  
(2)    各轴扭矩 i6Emhji  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) \n|EM@=eE  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) 5uj?#)N  
H]Z$OpI  
n=1000             4)urU7[ &)  
8>in_h9  
电动机                 型号为Y132M-6 mb^~qeRQ  
+*/Zu`kzX  
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i带=2.5 68C%B9.b'  
i减=3.35 Ig0VW)@  
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V#gK$uv  
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TI=85.76N/m $1L>)S  
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Vd+T$uC  
TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) ~YWQ2]  
(3)    各轴转速 ywmo#qYe  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) ,G?WAOy,  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) ytJ/g/,A0i  
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三．V带传动设计 w;[NH/A^a  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 J{p1|+h%  
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， '8RsN-w  
设计功率Pd=KAP kW UqFO|r"M  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， "/*\1v9  
由转速在满载时为960r/min UUYSFa%  
查表得 axv>6k  
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四 .传动零件的计算 h<h%*av|  
  设计一般用途的传动零件 ]HbY  
1.    选择材料 Qry@ s5  
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。  >^O7  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 Q*GN`07@?d  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 2/U.|*mH  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) b;L\EB  
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. ynp8rf  
s `e{}\  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) }czrj%6  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 XjBW9a  
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 C;v.S5x  
t=15x300x16=72000h &L3M]  
N1=60x384x72000=1660000000 a1+oj7  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 B 5L2<  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) IM*y|UHt  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 _OYasJUMG  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² y-Fo=y  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² ??5Q)Erm1  
g%o(+d  
mb1FWy=3  
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K为1.4. \eTwXe]Pv  
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I@\lN&HC  
Ng&%o  
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TvoyZW\?w  
[σH1]= 580N/ mm² &$BjV{,/zc  
[σH2]= 557 N/ mm² !vi>U|rh  
_~m5^Q&  
计算时的以小值代入 +.8 \p5  
   为齿数比.       te`$%NRl  
将各参数代入得 @/~omg}R  
iO{h
A  
Y;eZ9|Ht9  
则 %fZJRu 1b  
的标准 p>,|50|  
中心距为 ZmqKQO  
Wb,KjtX
 
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 ";lVa'HMZ  
i实 ,]C;sN%~}  
合要求。 `cn#B BV  
故分度 圆直径 k8yE
di`  
  OF>mF~  
齿度 hF?1y`20  
  L<S9  
3、校核齿根弯曲强度 OdbEq?3S/?  
~Gp[_ %K  
B4/
>H|  
@n/\L<]t  
;a!S!%.h  
udH7}K v  
d1=59mm v~+(GqR=+  
A|[?#S((]  
Xq4O@V  
ldcqe$7,  
G>_*djUf  
Z1=27 ^6
x%*/l|  
Z2=90 PQt")[
 
u
Cvj!  
GKqm&/M*=  
KkyVSoD\  
tFn)aa~L  
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P8 c`fbkX2  
CkC^'V)  
atH*5X6d  
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Kn{4;Xk\  
SR hiQ  
a=150mm h&iC;yj=  
Ny7S  
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w-M9z  
UgRiIQMq.  
<nf@U>wlw  
d1=67.5759 e]aDP1n3t  
d2=232.5 G>=*yqo  
rKc9b<Ir  
}K>d+6qk5  
X`/k)N>l  
AN m d!  
i"FtcP^  
K3m/(jdO  
iyE7V_O T  
S?LQu  
为齿形系数，查得 {WS;dX4  
v~C Czg  
为应力，修正系数，查得 c#]4awHU  
CxmKz78  
为 用弯曲应力，由 }6~hEc*/"  
查得 Q\vpqE!9  
B mb0cFQ  
为弯有疲劳强度的寿命系数 est9M*Fn  
/s?`&1v|r  
  查得 W i.&e  
Lb-OsKU  
故 #%2rP'He  
Uc>lGo1j  
将各参数代入 *>}@7}f  
h"W,WxL8  
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eym4=k ~  
Sm|6 %3  
f6Ah6tb  
所以大小齿轮弯曲强度足够 r19 pZAc  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 D@.6>:;il  
分度圆直径： T5h H  
cwg"c4V  
齿顶圆直径： Q2gq}c~  
bG#>uE J-  
齿跟圆直径： :I#V.  
:F?C)
F  
齿宽： iBaA9  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 /8S>;5hvK@  
中心距 y)@wjH{6  
5、确定齿轮制造精度 GTd,n=  
W6Fo6a"<  
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 f:} x7_Q  
]=BB#  
1=109.3N/mm y6a3tG  
Zy/_ E@C}u  
7@Qcc t4A  
g7H(PF?  
fJg+Ryo  
k_#)Tw*  
2=103.3N/mm })%{AfDRF  
]f_p8?j"  
z{QqY.Gu{G  
a7opCmL  
[/r(__.  
d1=67.5mm {Sh ;(.u^  
'w aaw_>b  
d2=232.5mm E1 2uZ$X  
1% `Rs
  
da1=72.5mm {JLtE{  
K&-"d/QuLg  
da2=237.5mm At;LO9T3z  
;uGv:$([g  
dF1=61.25mm /;$[E  
a<e[e>  
dF2=226.25mm ]SEZaT  
#'`{Qv0,  
u 
g
a_T  
<P<z N~i9j  
[-w%/D%@  
V7/Rby Q  
a=150mm 8Zdn,}Z  
c71y'hnT  
V;=c
wy)I  
hy!3yB@  
er\|i. Y  
|7~<Is~*  
Fr-SvsNFB  
['D]>Ot68  
Lw,h+@0  
zt%Mx>V@  
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。 >\8+:oS^  
EqiY\/S  
=_^X3z0  
        I/N *gy?*  
+ZV5o&V>  
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小轮8-GJGB10098-88 QV8g#&z  
<ZW-QN4  
大轮8-HKGBl0095-88 {{1G`;|v9  
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Ho%CDz z  
五、轴的设计计算 4+i
g' |o  
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 %)wjR/o  
D{!IW!w  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 ]R*A  
0IpmRH/  
+|rj4j)L&'  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% SX*RP;vHy  
Js;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。 }\LQ3y"[  
轴尺寸设计见附录 1eKT^bgM  
E'8;
10s  
'PHl$f*k  
3a|\dav%  
r=4eP(w=  
W8<%[-r  
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H.c7Nle  
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1,~D4lD|  
OPi

0~s  
"zc l|@  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 H[gWGbPq7  
（1）轴上受力分析 %RVZD#zr  
轴传递转矩 :+Z%; Dc  
phK/  
齿轮上圆周力 4JE
pl'5^Q  
F:VIzyMq<  
径后力 "8/,Y"W"  
!W\+#ez  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701
dI2 V>vk  
运输带工作拉力为2500N -} +[  
压轴力简单计为5000N mR~&)QBP.  
（2）受力图 CAe!7HiR  
z{6Z 11|  
9ati`-y2  
i?/qY&~  
E@\e$?*X  
>sF)BoLc  
b'y%n  
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"~w*  
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Ft=2351 N <$YlH@;)`a  
Z,=1buSz_  
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Fr=893N 6LZCgdS{  
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z{543~Og59  
@ZJS&23E  
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sT.ss$HY9,  
iCoX&"lb  
QPx^_jA  
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+3gp%`c4  
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*a)n62  
!Cs_F&l"j  
X2_=agEP  
y5r4&~04  
km(Po}  
s~>}a  
B~mj 8l4  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) wzA$'+Mb  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 +|v90ed  

(:_$5&i7  
同理 1 zZlC#V  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) [0of1eCSl  
hgmCRC  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) Xvv6~  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 -=="<0c  
K9[UB  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) Gt1U!dP  
截面c的变矩 ?[AD=rUC  
Z;i:](  
^~dWU>  
:/#rZPPF  
45e~6",  
QZs!{sZ  
ig!+2g  
g-A-kqo9  
0f/<7R  
KXy6Eno  
*hx  
RVA=1175.5N <} .$l  
D-c4EV  
]lbuy7xj63  
8y L Y  
Z r8*et  
y `UaB3q  
MVC=67004N.MM P?\6@_ Z  
M7T5 ~/4  
53D]3  
E.TAbD&5(  
\<' ?8ri#  
|N2#I
tBbW  
+nL[MSw  
uph(V  
]`K2N  
*p U x8yB  
RHB=9381N 6'/ #+,d'  
RHA=3488N 3$ pX  
&pRREu:[4L  
gJXaPJA{  
M-71 1|eGI  
xEI%D|)<  
cr3^6HB  
MHC左=-198816Nmm Xhm c6?  
b;n[mk  
MHC右=-280307Nmm ! mHO$bQ"  
]esC[r]PJ  
EwN}l  
zfU{Kd  
G
[=c Ss,  
Dtk=[;"k2a  
截面B的弯矩 S'" Df5  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) C]6O!Pb0  
Vksuu@cch  
(6)作扭矩aT图g) Da|z"I x  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 AH^/V}9H  
KoT\pY^7\  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） ^!d3=}:
0  
kmW4:EA%  
(8)校核轴危险截面的强度 7I}uZ/N  
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右，轴承支点的B处，故校核该截面的当量应力。 d=(mw_-
?  
*w&e\i|7  
ax`o>_)  
R_C)  
OXA7w.^  
TH;
hO).u  
XSR 4iu  
D7Z /H'|  
L0,'m
S  
l#o  ~W`  
!0+JbZ<%r|  
[JiH\+XLPs  
qGo.WZ$  
MHB=-530000Nmm 4Z*/WsCv  
:Ye !w$r  
la!~\wpa  
G{}VPcrbC  
RZLq]8pM  
MC左=20980Nmm lA]8&+,
ZM  
MC右=28820Nmm {)XTk&"  
?s01@f#  
,+k\p5P  
K+eM   
L *wYx|  
tQ)qCk07  
ftb\0,-  
pi(m7Ci"  
|Cv!,]9:r  
MLC左=33159Nmm @d'j zs  
MLB=554794Nmm pK*TE5]  
>MZ/|`[M  
="+#W6bZT  
5m@V#2^P  
oH@78D0A  
IGl9g_18  
KlEpzJ98  
:#Wd~~d  
O.? JmE  
G|Ti4_w  
z{ dEC %  
MgZ/(X E  
L(-4w+  
-).C  
Wtnfa{gP%  
cAw/I@jG  
UQsN'r\tS  
wYea\^co  
43cE`9~  
&=[WIG+rk  
*. t^MP  
六．滚动轴承的选择计算 ~%oR[B7=|  
由于减速器为直齿圆柱齿轮，载荷平稳，轴向冲击小，故选用深沟球轴承，由轴尺寸，初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309，带轮轴承选用6308，根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 g)-te+
?6  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 X$ D6Ey  
mpyt5#f  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N h[ ZN+M  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 4euO1=  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） gGYKEq{j(  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 JF]JOI6.e  
代入得Cr=38205 (Ldi|jL  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 kZ~~/?B  
七、键的选择和计算 (FV >m  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm
rv;3~'V  
工作长度 ，键高8mm S:}7q2:  
接触高度 4H/OBR  
      _1^'(5f$  
f);FoVa6  
查表 Ri'n  
知键合适 pg.%Pdr<$  
八. 联轴器选择 UiWg<_<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。 2wn2.\v M  
            九.润滑与密封方式选择 9WHddDA  
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。 }H4RR}g  
{g6%(X\r.r  
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e_O4  
XW9!p.*.U  
A&{Nh` q
 
2%1hdA<  
~[: 2I  
u2I Cl  
'-6~tWC~7  
Vl]>u+YqE  
YIE<pX4Q7)  
P>L +t`'  
选用6308和6309深沟球轴承 $>gFf}#C  
zDp2g)  
J,G lIv.A  
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9L9sqZUB
 
l6B@qYLZ  
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$( )>g>%  

ax2B ]L2  
_@g;8CA  
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!BI;C(,RL  
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Q&&@v4L  
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`6YN3XS  
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DMS!a$4  
eQ"E  
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IB<d  
M;NX:mX9  
r/sNrB1U"y  
p7Cs.2>M>S  
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V1?]|HTQcT  
zJXplvaL;  
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C型键 2[CdZ(k]5  
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 A^EE32kbm  
   

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