基于有限元比亚迪f3制动器的设计本科毕业论文 - 图文

第1章 绪 论

1.1设计的目的及意义

汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统,它是制约汽车运动的装置。而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大,人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全,必须为汽车配备十分可靠的制动器[1]。

通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定以比亚迪F3轿车的制动系统为基本的为其设计鼓式制动器的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使其达到以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。

1.2研究现状

虽然在汽车制动器领域，盘式制动器将逐步取代鼓式制动器是必然的趋势，但在现阶段，鼓式制动器依然占据着很重要的位置。相对盘式制动器结构复杂，对制动钳、管路系统要求高，造价高等缺点，鼓式制动器不仅结构较简单、成本低，而且符合传统设计，所以在轻、重型载货汽车上，鼓式制动器还是在大量使用的。

鼓式相对盘式，其制动效能和散热性要差许多。鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上，制动力变化很大，不易于掌控。而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量，制动蹄和制动鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙。针对以上缺点，现在鼓式制动器则采取一些改进措施： 1）合理确定制动鼓的直径 2）合理确定摩擦衬片宽度 3）合理确定轮毂散热结构 4）合理选择轮胎和轮辋 5）加装气门嘴固定卡 6）采用目前较先进的技术，以防车轮过热，如采用制动间隙自动调整臂、使用缓速器。设计中采用的是领从蹄式制动器，兼顾了制动器效能因数和制动器效能的稳定性。它的工作原理是利用与车身(或车架)相连的非旋转元件和与车轮(或传动轴)相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动的趋势，亦即由制动踏板的踏板力通过推杆和主缸活塞，使主缸油液在一定压力

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下流入轮缸，并通过两轮缸活塞推使制动蹄绕支承销转动，上端向两边分开而以其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。不转的制动蹄对旋转制动鼓产生摩擦力矩，从而产生制动力，使车轮减速直至停车。

鼓式制动器是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。

汽车制动性能是确保车辆行驶的主、被动安全性和提升车辆行驶的动力性决定因素之一。鼓式制动器是应用非常广泛的一种制动器，有其优良的制动效果及简单的结构形式[2]。应用Pro/E 软件建立鼓式制动器主要零件的实体模型, 并完成虚拟装配，然后利用Ansys软件对制动器摩擦衬片有限元分析，为鼓式制动器的设计与研究提供了一种方法,，可缩短鼓式制动器的研发周期, 降低产品的研发成本, 并为以后进一步的结构优化设计、制造及运动分析奠定了基础。

目前使用计算机辅助设计已经成为如今研究现状，也必将成为以后的发展趋势，计算机辅助设计的使用可降低工程设计成本的13%~30%，减少产品设计到投产的时间30%~60%，增加分析问题的深度和广度3~35倍，提高作业生产率40%~70%，提高设备利用率2~3倍，减少加工过程30%~60%,降低人工成本5%~20%。以PTC公司的Pro/Engineer为代表的基于特征的参数化设计系统的问市给机械设计自动化奠定了坚实的现实基础，使得它变得其实可行。

近年来在计算机技术和数值分析方法支持下发展起来的有限元分析（FEA，Finite Element Analysis）方法则为解决这些复杂的工程分析计算问题提供了有效的途径。我国在\九五\计划期间大力推广CAD技术，机械行业大中型企业CAD的普及率从\八五\末的20%提高到目前的70%。随着企业CAD应用的普及，工程技术人员已逐步甩掉图板，而将主要精力投身如何优化设计，提高工程和产品质量，计算机辅助工程分析（CAE，Computer Aided Engineering）方法和软件将成为关键的技术要素。在工程实践中，有限元分析软件与CAD系统的集成应用使设计水平发生了质的飞跃，主要表现在以下几个方面：增加设计功能，减少设计成本；缩短设计和分析的循环周期； 增加产品和工程的可靠性； 采用优化设计，降低材料的消耗或成本； 在产品制造或工程施工前预先发现潜在的问题； 模拟各种试验方案，减少试验时间和经费； 进行机械事故分析，查找事故原因。 在大力推广CAD技术的今天，从自行车到航天飞机，所有的设计制造都离不开有限元分析计算，FEA在工程设计和分析中将得到越来越广泛的重视。汽车的任何零部件都可以根据其所要求的性能对其进行有限元分析,寻找最

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优的设计方案, 以做到既能降低生产成本, 又能提高其性能, 达到最优的结合。例如,美国的ANSYS 公司已经利用有限元分析软件ANSYS 进行了钢板弹簧精确设计; 上海汇众汽车制造有限公司利用有限元分析软件ANSYS 进行油门踏板杆材料的断裂优化分析以解决国产化材料的替代等等。汽车工业代表着一个国家制造业发展的水平,世界经济大国的经济发展无一不与汽车工业有着极为密切的关系;作为世界经济大国的美国的汽车就一直处于汽车行业领头地位。作为制造业的中坚,汽车工业一直是以有限元为主的CAE技术应用的先锋。既然汽车的发展与有限元技术的应用有如此密切的联系,故必须要加大对此项技术的投入;不但要加大资金的投入,而且一定要加大人力资源的投入,培养一批熟练掌握并能更进一步开发此项技术的人才。

车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作,由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全,因此制动器的性能是车辆非常重要的性能之一,改善汽车的制动器的性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。当车辆制动时,由于车辆受到与行驶方向相反的外力,所以才导致汽车的速度逐渐减小至0,对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计,因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础,由于这一过程较为复杂,因此一般在实际中只能建立简化模型分析,通常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价:

(1)制动效能:即制动距离与制动减速度； (2)制动效能的恒定性:即抗热衰退性； (3)制动时汽车的方向稳定性；

目前,对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行,由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量,因此,多数有关传动系和制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶,其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据,在汽车道路试验中,如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化,则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价[2]。

1.3预期目标

(1)具有良好的制动效能 (2)具有良好的制动效能的稳定性 (3)制动时汽车操纵稳定性好 (4)制动效能的热稳定性好

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1.4设计主要内容

确定鼓式制动器的基本参数，对制动器的制动鼓、蹄片和支撑的几何尺寸进行计算及强度校和，利用Pro/E软件建立制动器三维模型装配图，通过干涉检查验证制动器设计的正确性，利用Ansys软件对摩擦衬片有限元分析。

制定出鼓式制动器的结构方案，确定计算制动器的主要参数。利用计算机辅助设计绘制装配图和零件图。对设计出的鼓式制动器的各项指标进行评价分析。

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第2章 总体方案的确定

2.1制动器形式方案分析

汽车制动器几乎均为机械摩擦式，即利用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。一般摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。

2.2鼓式制动器

鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用于各类汽车上。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件为制动鼓。车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓上。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦路片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外因柱表面与制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。鼓式制动器按蹄的类型分为： 1、领从蹄式制动器

如图2.1所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小[3]。

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图2.1 领从蹄式制动器

领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。 2、双领蹄式制动器

若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图2.2所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器[4]。

双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及 附着力大于后轴，而倒车时则相反。

图2.2 双领蹄式制动器

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3、双向双领蹄式制动器

当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。如图2.3所示。

图2.3 双向双领蹄式器

4、单向增力式制动器

单向增力式制动器如图所示两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力 不能相互平衡，因此它居于一种非

平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。如图2.4所示。

图2.4 单向增力式制动器

5、双向增力式制动器

将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承

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销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。

双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出[5]。

但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。如图2.5所示。

图2.5 双向增力式制动器

2.3盘式制动器

盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。 （1）钳盘式

钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。 ①定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有下列优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求。

②浮动盘式制动器：这种制动器具有以下优点：仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。 （2）全盘式

在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘，制动时各盘摩擦

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表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。由于这种制动器散热条件较差，其应用远没有浮钳盘式制动器广泛。

通过对盘式、鼓式制动器的分析比较可以得出盘式制动器与鼓式制动器比较有如下均一些突出优点:

①制动稳定性好.它的效能因素与摩擦系数关系的K-p曲线变化平衡，所以对摩擦系数的要求可以放宽，因而对制动时摩擦面间为温度、水的影响敏感度就低。所以在汽车高速行驶时均能保证制动的稳定性和可靠性[6]。

②盘式制动器制动时，汽车减速度与制动管路压力是线性关系，而鼓式制动器却是非线性关系。

③输出力矩平衡.而鼓式则平衡性差。

④制动盘的通风冷却较好，带通风孔的制动盘的散热效果尤佳，故热稳定性好，制动时所需踏板力也较小。 ⑤车速对踏板力的影响较小。

2.4制动器形式的确定

因为比亚迪F3轿车属于家庭用经济型小型轿车，所以基于汽车的生产成本应符合适用人群的原则，再综合以上优缺点最终确定比亚迪F3轿车的制动器设计采用前盘后鼓式。而我所设计的后轮鼓式制动器采用的是双向双领蹄式。

2.5本章小结

本章对此次设计的总体方案进行分析，对比了目前各种制动器形式的利弊，为确

定本设计的设计方案提供了依据，作为设计的开始本章显得十分的重要，确定了制动器的形式为以后的设计奠定了基础。

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第3章 鼓式制动器的设计计算

3.1制动系统主要参数数值

3.1.1相关主要技术参数

设计鼓式制动器的参数数据是采用比亚迪F3轿车的具体参数如下： 整车质量： 空载：1200kg 满载：1600kg 质心位置： a=1.04m b=1.56m 质心高度： 空载：hg=0.60m

满载：hg=0.55m 轴 距： L=2.6m 轮 距: L0=1.48m 最高车速： 180km/h

最大功率/转速：78/6000 kw/rpm 最大转矩/转速：134/4500 N·m/rpm 轮 胎： 195/60R15 3.1.2同步附着系数的分析

(1)当?＜?0时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力； (2)当?＞?0时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；

(3)当?＝?0时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。

分析表明，汽车在同步附着系数为?的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制

qg??g，即q??0，q为制动强度。而在其他附着系数?的路面上动减速度为du?0dt制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度q＜?这表明只有在?＝?0的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。

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根据相关资料查出轿车?0?0.6，故取?0=0.7。

3.2制动器有关计算

3.2.1地面对车轮的法向反作用力

FB ——地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；

re——车轮有效半径，m。

令 Ff?Tfre （3.1）

并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。Ff与地面制动力FB的方向相反，当车轮角速度?>0时，大小亦相等，且Ff仅由制动器结构参数所决定。即Ff取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大Tf，Ff和FB均随之增大。但地面制动力FB受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力F?，

即FB≤F??Z? （3.2） 或FBmax?F??Z? （3.3）

式中： ?——轮胎与地面间的附着系数；

Z——地面对车轮的法向反力。

当制动器制动力

Ff和地面制动力FB达到附着力

F?值时，车轮即被抱死并在地面上滑

即成为与FB相平衡以阻止车

移。此后制动力矩

Tf即表现为静摩擦力矩，而

Ff?Tf/re轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到?=0以后，地面制动力FB达到附着力就不再增大，而制动器制动力(见图3.1)。

F?值后

Ff由于踏板力FP的增大使摩擦力矩

Tf增大而继续上升

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图3.1 制动力与踏板力的关系

根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2为：

假设汽车是在水平的，坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面附着条件，因此制动力是

总/rm由制动器产生。此时j=M r?式中：M总—汽车前、后轮制动力矩的总合。

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M总= M?1+ M?2=785+1600=2385Nm （3.18）

rr—滚动半径 rr=370mm Ga—汽车总重 Ga=1200kg

代入数据得j=(785+1600)/0.377×1200=6.16m/s2 轿车制动减速度应在5.8—7m/s2,所以符合要求。 3.5.7 制动距离

在匀减速度制动时，制动距离S为

S=1/3.6（t12+ t112/2）Va+ Va2/254? （3.19） 式中：t12—消除蹄与制动鼓间隙时间，取0.1s t112—制动力增长过程所需时间取0.2s

故S=1/3.6（0.1+ 0.2/2）30+ 302/254×0.7=7.2m 轿车的最大制动距离为：ST=0.1V+V2/150 V取30km/小时：ST=0.1?30+302/150=9m

S

所以符合要求。 3.5.8 摩擦衬片的磨损特性计算

摩擦衬片的磨损与摩擦副的材质，表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素[12]。

汽车的制动过程，是将其机械能（动能、势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重[7]。 1、比能量耗散率

双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别

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22(v?v1?ma12) e?? （3.20） 122tA122vv1?ma(1?2) e(1??) （3.21） 2?22tA2式中：?—汽车回转质量换算系数，紧急制动时v2?0，??1； ma—汽车总质量；

v1，v2—汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时轿车取27.8m/s； t—制动时间，s；按下式计算: t=

v1?v2=27.8/6=4.6s j j—制动减速度，m/s2， j?010?6m/s2； .6?g0.6×

A1，A2—前、后制动器衬片的摩擦面积；A1=7600mm2,质量在1.5—2.5/t

的轿车摩擦衬片面积在200-300cm2,故取A2=30000mm2 ?—制动力分配系数。

221550?27.81mav12?0.67则 e1??=5.7w/mm ?=

2?2?4.6?760022tA12轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0w/mm，故符合要求。

221550?27.81m2av1?(1?0.67)=0.7w/mm e(1??)=2??2?2?4.6?3000022tA22轿车鼓式制动器的比能量耗散率应不大于1.8w/mm，故符合要求。

2、比滑磨功

磨损和热的性能指标可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功，即比滑磨功Lf来衡量：

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2mavamax Lf??[Lf] (3.22)

2A?式中：ma—汽车总质量

A?—车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积，

2=752cm2； 2A2AA???300?76?21?2cm=2 vamax—汽车最高车速

v?160km/h?44m/s amax [Lf]—许用比滑磨功，轿车取1000J/cm2～1500J/cm2。

1550?442 Lf=1497J/cm2≤1000J/cm2～1500J/cm2

2?752故符合要求。 3.5.9 驻车制动计算

(1)汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角?

?L ??arctg1 (3.23)

L??hg0.7?1.35 =arctg

2.6?0.7?0.85 =25? 式中：?—车轮与轮面摩擦系数，取0.7； L1—汽车质心至前轴间距离； L—轴距;

hg—汽车质心高度。

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