机械毕业设计204MG180435-W型液压牵引采煤机截割部设计b

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1 绪论

1.1引言

我国是一个贫油、少气、富煤的国家，因此我国是产煤大国，煤炭是我国最主要的能源，是保证我国国民经济飞速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。20世纪70年代主要靠进口采煤机来满足我国生产的需要，到今天几乎是我国采煤机占领我国的整个采煤机市场，依靠科技进步，推进技术创新，开发高效矿井综合配套技术是我国煤炭科技的发展的主攻方向，我国的采煤机现在已经进入了自主研发，标准化，系列化阶段。

1.2采煤机械概述

机械化采煤开始于上世纪40年代，是随着采煤机械（采煤机和刨煤机）的出现而开始的。40年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，联邦德国生产了刨煤机，使工作面落煤，装煤实现了机械化。但是当时的采煤机都是链式工作机构，能耗大、效率低，加上工作面输送机不能自移，所以生产率受到一定的限制。

50年代初期，英国、联邦德国相继生产力滚筒采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，大大推进了采煤机械化的发展。由于当时采煤机上的滚筒式死滚筒，不能实现跳高，因而限制了采煤机械的适用范围，我们称这种固定滚筒的采煤机为第一代采煤机。这样，50年代各国的采煤机械化的主流还只是处于普通机械化水平。虽然载1954年英国已经研制出了液压自移式支架，但是由于采煤机和可弯曲刮板输送机尚不完善，综采技术仅仅处于开始试验阶段。

60年代是世界综采技术的发展时期。第二代采煤机——单摇臂滚筒采煤机的出现，解决了采高调整的问题，扩大了采煤机的适用范围；特别式1964年第三代采煤机——双摇臂采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口问题；再加上液压支架和可弯曲刮板输送机的不断完善，滑行刨的研制成功等，把综采技术推向了一个新水平，并在生产中显示了综合机械化采煤的优越性——高校、高产 、安全和经济，因此各国竞相采用综采。

进入70年代。综采机械化得到了进一步发掌和提高，综采设备开始向大功率、高效率及完善性能和扩大使用范围等方向发掌，相继出现了功率为750～1000KW，生产率大1500T/H的刮板输送机，以及工作阻力大1500KN的

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强力液压支架等。1970年采煤机无链牵引系统的研制成功以及1976年出现的第四代采煤机——电牵引采煤机，大大改善了采煤机的性能，并扩大了它的使用范围。

80年代以来,世界各主要采煤国家,为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集中化生产的需要,积极采用新技术,不断加速更新和改进滚筒采煤机的技术性能和结构,相继研制出一批高性能!高可靠性的/重型采煤机。

目前，各主要产煤国家已基本上实现力采煤机械化。衡量一个国家采煤机械化水平的指标是采煤机械化程度和综采机械化程度。

采煤机械化的发展方向是：不断完善各类采煤设备，使之达到高效、高产、安全、经济；向遥控及自动控制发展，以逐步过渡到无人工作面采煤；提高单机的可靠性，并使之系列化、标准化和通用化；研制后、薄及急倾斜等难采煤层的机械设备。

1.3采煤机械工作过程

采煤工作主要包括：落煤、装煤、支护、和运输等几个工序。 采煤机械是机械化采煤工作面的主要设备之一，它完成落煤了装煤两个工序。现代的采煤机械一般采用滚筒式采煤机和刨煤机。

在一个综采工作面中，采煤机是主要设备，但是还要有其他机械的辅助，在工作面中，最主要的设备除了采煤机外，就是液压支架和刮板运输机。液压支架和采煤机之间要有一个安全距离，一是为了工作人员通过，二是防止采煤机在落煤时有大的煤块弹出，伤到工作人员。这三者的关系如下图1-1。

1.采煤机2.刮板输送机3.液压支架图1-1

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2 总体

2.1概述

MG180/435-W多电机横向布置液压牵引采煤机（以下简称MG180/435-W采煤机），装机总功率435kw，截割功率2×180kw, 牵引功率75kw，采用液压无级调速系统来控制采煤机牵引速度。

MG180/435-W采煤机，采用多电机驱动横向布置形式，截割摇臂用销轴与牵引部联接，左、右牵引部及中间箱，采用高强度液压螺栓联接。液压传动部置于中间箱右部，主要由泵电机、齿轮传动箱和泵箱组成。除了冷却器外，其它主要部件均可以从老塘侧抽出，易维修，易更换。

瓦斯断电仪（型号：DJB4）接线根据其自身的使用说明书进行，把其一组常闭接点串接在采煤机控制回路中，根据煤矿要求调整瓦斯超标动作值。瓦斯超标时，常闭接点打开，即控制真空磁力启动器断电，使整机停止运转。

MG180/435-W采煤机外形见图1-1。

2.2主要用途及适用范围

该产品适用于采高1.4-3.2m，倾角≤35°，煤质中硬或中硬以上，含有少量夹矸的长壁式工作面。

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2.3型号的组成及代表意义

2.4使用环境条件

1、海拔高度小于2000m。

2、周围介质温度不超过+40℃、不低于-10℃。

3、环境温度为+25℃时，周围空气相对湿度不大于97%。 4、周围介质中无足以腐蚀和破坏绝缘的气体和导电尘埃。

2.5安全警示

1、该产品必须取得矿用产品安全标志后方可下井使用。

2、该产品的电控腔及接线腔的箱盖严禁在带电的情况下打开。该产品在箱盖的显著位置已标有“严禁带电开盖”的字样。

3、该产品中使用的隔离开关“QS”严禁带电离合。

4、该产品开机前必须先通水，后开机，当喷雾泵站停止供水时，应立即停止电机运行。

5、随时注意冷却水路中的安全阀，如产生释放现象，应及时检查原因。 6、定期检查清洗水阀内的过滤器。

7、随时注意各喷嘴运行情况，如有堵塞，应及时疏通。

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8、定期检查喷雾泵站至采煤机输水管各连接口是否密合，不得有渗透水现象。

2.6技术特征

该机的主要技术参数如下： 1、适应煤层

采高范围（m）： 1.4-3.2 煤层倾角（°）： ≤35 煤质硬度： 中硬或中硬以上 2、总体

机身厚度（mm）： 530 机面高度（mm）： 1180 摇臂摆动中心距（mm）： 5850 行走轮中心距（mm）： 4230 过煤高度（mm）： 426

截深（mm）： 630；800

配套滚筒直径与对应卧底量、最大采高和最佳采高范围见表1-1。

表1-1 滚筒直径（mm） φ1250 φ1400 φ1600 3、截割部

摇臂结构形式： 整体、弯摇臂 摇臂长度（mm）： 1826 摇臂摆角（°）： 64 截割功率（kw）： 2×180 截割速度（m/s）： 50 4、牵引行走部

牵引形式： 齿轮销排式液压牵引 牵引功率（KW）： 75 牵引速度（m/min）： 0—6.0 牵引力（KN）： 400 5、电机

卧底量（mm） 145 220 320 最大采高（mm） 最佳采高范围（mm） 3025 3100 3200 1.8—2.8 1.9—2.9 2.0—3.0

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（1）截割电机

电机型号： YBC-180 额定功率（KW）： 180 额定电压（V）： 1140 额定电流（A）： 112 额定转速（r.p.m）： 1480 外形尺寸（mm）： 693×550×φ615 （2）牵引电机

电机型号： YBQYS3-75 额定功率（KW）： 75 额定电压（V）： 1140 额定电流（A）： 48 额定转速（r.p.m）： 1478 外形尺寸（mm）： 930×470×470 6、电缆

主电缆型号： MCP3×95+1×25+4×10 标称外径（mm）： φ66

截割电机电缆型号： MCP3×35+1×10+4×4 标称外径（mm）： φ48.9

牵引电机电缆型号： MYP3×10+1×10 标称外径（mm）： φ31～φ38.2 7、冷却和喷雾

冷却： 截割电机、牵引电机、泵箱、摇臂分别水冷 喷雾方式： 内外喷雾 供水压力（Mp）： 1.5/3.0 供水流量（1/min）： 250 8、配套工作面刮板输送机

型号： SGD630/264W 9、整机重量（T）： 32

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3 截割部设计

3.1截割部概述

截割部是采煤机实现落煤、装煤的主要部件，它分别由左右截割部组成，每个截割部主要由截割部壳体、截割电机、齿轮减速器装置、滚筒等组成，截割部内设有冷却系统、内喷雾等装置。

截割电机直接安装在截割部壳体内，齿轮减速装置全部集中在截割部壳体及行星减速器内，与传统的纵向布置的单电机采煤机相比没有通轴、螺旋伞齿轮、固定减速箱、摇臂回转套等结构，因此结构简单、紧凑，可靠性高。

两个截割部分别用阶梯轴同左、右固定箱铰接，同时通过回转腿与调高油缸铰接，通过油缸的伸缩实现左、右截割滚筒的升降。

截割部有如下特点：

1、截割部（摇臂）回转采用学销铰轴结构，与其它部件间没有传动联，回转部分的磨损与截割部传动齿轮啮合无关。

2、截割部齿轮减速都是简单的直齿传动，传动效率高。

3、截割电机和截割部一轴齿轮之间采用细长扭矩轴联接，电机和截割部一轴齿轮安装位置的小量误差不影响动力传递，便于安装，在受到较大的冲击载荷时对截割传动系统的齿轮和轴承起到缓冲作用。

4、高速轴油封线速度大大降低，提高了油封的可靠性和使用寿命。 5、截割部壳体采用弯摇臂结构形式，较直摇臂可以加大装煤口，提高装煤效率，增加块煤率。

截割部外壳上下有冷却水套，以降低摇臂内油池温度。输出端采用300×300mm方形联接套和滚筒联接，滚筒采用三头螺旋叶片，其直径可根据煤层厚度在φ1.25m、φ1.4m、φ1.6m内选取，滚筒截深可采用630mm或800mm，输出转速可根据不同直径滚筒的线速度要求和媒质硬度在两档速度内选取。

3.2截割部的传动系统

截割部的传动系统如图2-1所示。

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图2-1

截割电机的出轴是带有内花键的空心轴，通过两端均为渐开线花键（M=5，Z=12）的细长扭矩轴与截一轴齿轮（M=6，Z=21）相连，电机输出转矩通过齿轮Z1，Z2，Z3，Z4，Z5，Z6，Z7，Z8，Z9传动到行星机构，最后由行星机构的行星架输出，将动力传给截割滚筒。

左、右截割部传动方式相同，传动元件通用。 截割部的传动比为：

i1=(Z3/Z1)*(Z5a/Z4a)*(Z9/Z6)*(1+Z12/Z10)=29.5 传动齿轮及支承轴承规格及参数详见表2-1，表2-2。

表2-1

齿轮参数表 序号 模数 齿轮 轴号 (r/min)

Z1 21 Ⅰ Z2 41 Ⅱ Z3 35 Z4 7 21 Ⅲ 39 Z5 Z6 21 Ⅳ Z7 35 Ⅴ Z8 41 Z9 Z10 7 16 Ⅵ 23 Ⅶ 50.33 62 0 Z11 6 8 转速1475 755.50 855.35 476.54 285.92 244.08 第 ９ 页

表2-2

序号 型号 尺1 2 3 4 5 NJ216E NJ216E NN3017 22218C 22213C 寸80×140×80×140×85×130×90×160×65×120×26 6 22218C 26 7 22215C 34 8 22219C 40 9 32928 31 10 32930 (dXDXB) 序号 型号 尺寸90×160×75×130×95×170×140×190150×210×32 ×38 (dXDXB) 40 31 43 序号 型号 尺11 特制 12 22213C 65×120× 31 寸 (dXDXB) 3.3传动系统的确定、运动学计算

3.3.1确定总传动比并分配各级传动比 1、电动机的选择

查表选择电动机为YBC-180型号。 2、基本参数确定

电动机的输出转速 ： n=1475r/min 电动机的输出功率 ： p=180kw

滚筒转速 ： n=50r/min

传动比 ： i=1475/50=29.5 3、分配各级传动比

如图2-1，为了保持中心距的合理，传动图中有两个惰轮，所以

i1?1.95,i2?0.85,i3?1.86,i4?1.67,i5?1.17,i6?4.85 3.3.2计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速

Ⅰ轴 n1?nm?1475r/min

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Ⅱ轴 n2?n11475??755.5r/min i11.95n2755.5??855.4r/min i20.85n3855.4??476.5r/min i31.86n4476.5??285.9r/min i41.67n5285.9??244.1r/min i51.17n7244.1??50.3r/min i74.85 Ⅲ轴 n3?Ⅳ轴 n4?Ⅴ轴 n5?Ⅵ轴 n6?滚筒轴 n7?2、各轴功率

Ⅰ轴 P.40kw 1?P0??离合器?180?0.98?176Ⅱ轴 P2?P.40?0.99?0.97?169.40kw 1??轴承??1齿轮?176Ⅲ轴 P3?P2??轴承??2齿轮?169.40?0.99?0.97?162.67kw Ⅳ轴 P4?P3??轴承??3齿轮?162.67?0.99?0.97?156.21kw Ⅴ轴 P5?P4??轴承??4齿轮?156.21?0.99?0.97?150.01kw

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Ⅵ轴 P6?P5??轴承??5齿轮?150.01?0.99?0.97?144.05kw 滚筒轴 P7?P6??轴承??行星轮?144.05?0.99?0.97?138.33kw

3、各轴转矩

Ⅰ轴 T1?9550?P1176.40?9550??1142.12N?m n11475P2169.40?9550??2141.32N?m n2755.5P3162.67?9550??1816.11N?m n3855.4P4156.21?9550??3130.50N?m n4476.54P5150.01?9550??5010.83N?m n5285.9P6144.05?9550??5635.71N?m n6244.1P7138.33?9550??26263.45N?m n750.3Ⅱ轴 T2?9550?Ⅲ轴 T3?9550?Ⅳ轴 T4?9550?Ⅴ轴 T5?9550?Ⅵ轴 T6?9550?滚筒轴 T7?9550?

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3.4齿轮传动的设计计算

3.4.1第一传动组齿轮设计计算

1、材料及热处理

大小齿轮均为20CrMnTi,渗碳、淬火，硬度均为56~62HRC. 由图8-3-8[文献8]查得?Hlin1?1500N/mm2，查得?Flim1?460N/mm2 2、齿轮基本参数确定

.12N?m可查[文献2]选出其模数为m=6，确定该组的齿轮齿数为：由T1?1142

Z1?21, Z2?Z1?i1?21?1.95?41, Z3?Z2?i2?41?0.85?35 分度圆直径

d1?mz1?6?21?126mm

d2?mz2?6?42?252mm齿顶高 ha?h?a?m?1?6?6mm 齿根高 hf?(h?a?c?)?m?1.25m

?1.25?6

?7.5mm全齿高 h?ha?hf?2.25m?2.25?6?13.5mm 齿顶圆直径

da1?d1?2ha?126?2?6?138mmda2?d2?2ha?252?2?6?264mm

齿根圆直径 基圆直径

df1?d1?2hf?126?2?7.5?111mmdf2?d2?2hf?252?2?7.5?237mm

db1?d1?cos??126?cos20??118mm

db2?d2?cos??252?cos20??237mm 第 １３ 页

齿距 p???m?3.14?6?18.84mm 基节 pb?pcos??18.84cos20??17.70mm 端面重合度

???[1.88?3.2?( ` ?1.62mm 纵向重合度 ???0

1111?)] ?[1.88?3.2?(?)]

2141Z1Z2总重合度 ??????1.62mm 中心距 a?11(d1?d2)?(126?252)?189mm 22齿宽 b??a?a?0.30?189?57mm 圆整取b=60mm 则确定齿宽为： b1?b2?60mm 3、按齿面接触疲劳强度校核 名义切向力：Ft1?2000?T12000?1100??17460.32N d1126 强度条件：?H?[?H] 或者 SH?[SH] 计算应力： ?H1?ZB?ZH?ZE?Z??Z??Ftu?1??kA?kV?kH??kH? d1?bu?H2??H1?（1）使用系数KA

ZB ZD 查表8-3-31[文献8] 查得 KA?2.25 （2）动载荷系数KV

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A?? KV???

?A?200v?C??0.5048ln(Z)?1.144ln(mn)?2.852ln(fpt)?3.22 Z1?21 m?6 查表得 fpt?14.0?m

?BC??0.5048ln(Z)?1.144ln(mn)?2.852ln(fpt)?3.22 ??0.5048ln(21)?1.144ln(6)?2.852ln(14)?3.22 ?6.63

圆整取 C?7

Z2?41 m?6 查表得 fpt?18?m

C??0.5048ln(Z)?1.144ln(mn)?2.852ln(fpt)?3.22 ??0.5048ln(21)?1.144ln(6)?2.852ln(14)?3.22 ?6.87

圆整取 C?7 计算得 C?7

B?0.25?(C?5.0)0.667 ?0.25?(7.0?5.0)0.667=0.40 A?50?56?(1.0?B)?50?56?(1.0?0.4)?83.6 v??d1n160?1000?3.14?126?1475?9.73m/s

60?1000?B?0.40A83.6????则 KV?? ?????A?200v??83.6?200?9.73?（3）齿向载荷分布系数KH?

查表8-3-32[文献8]得公式为： KH??1.12?0.18?(?1.18

b)?0.23?10?3?b d160?1.12?0.18?()?0.23?10?3?60

126=1.24

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(4) 齿间载荷分配系数 KH?

查表8-3-33 [文献8] 得 KH??1.1 （5） 节点区域系数ZH

查图8-3-11[文献8]得 ZH?2.5 （6）重合度系数Z?

查图8-3-12[文献8]得 Z??0.90

（7）螺旋角系数Z?

查图8-3-13[文献8]得 Z??1 （8）弹性系数ZE

查表8-3-34[文献8]得 ZE?189.8MPa （9）单对齿啮合系数

M1?( ?tg?t'dd2???1?)?[dZ1d2a12b12a22b2

?1?(?a?1)?2??Z2 tg20?13822?3.1425222?3.14(?1?)?[?1?(1.62?1)?118221237241=1.02

所以 ZB?1.02

M2?tg?t'22dada2??2??1(2?1?)?[22?1?(?a?1)?db1Z2db2Z1

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?tg20?25222?3.1413822?3.14(?1?)?[?1?(1.62?1)?237241118221 =0.993 所以 ZD?1

（10）寿命系数ZNT

查图8-317[文献8]得 ZNT?1.0 （11）疲劳极限应力值?Hlim

查图8-3-8[文献8]得 ?Hlim?1500MPa （12）润滑剂系数ZL

查图8-3-19[文献8]得 ZL?1.4?1.05?1.47 （13）速度系数Zv

查图8-3-20[文献8]得 Zv?1.0 （14）粗糙系数ZR

查图8-3-21[文献8]得 ZR?0.88 （15）齿面工作硬化系数Zw

查图8-3-22[文献8]得 Zw?1.0 （16）尺寸系数ZX

查图8-3-23[文献8]得 ZX?1.0 则?H1?ZB?ZH?ZE?Z??Z??Ftu?1??kA?kV?kH??kH? d1?bu 第 １７ 页

?1.02?2.5?189.8?0.9?1? =1589.47MPa

17460.321.38?1??1.18?1.24?1.1?2.25126?601.38?H2??H1?ZB1?1589.47?=1558.30MPa

1.02ZD[?H]???HlimSHlim?ZNT?ZL?ZV?ZR?ZW?ZX

1500?1.0?1.47?1.0?0.88?1.0?1.0 1.10?1764MPa

?H2??H1?[?H]

SH1??Hlim?Z?Z?Z?Z?Z?Z ?H1NTLvRwX ?1500?1.0?1.47?1.0?0.88?1.0?1.0

1589.47?1.23

SH2??Hlim?Z?Z?Z?Z?Z?Z ?H2NTLvRwX ?1500?1.0?1.47?1.0?0.88?1.0?1.0?1.25

1558.30SH2?SH1?SHlim?1.10

满足要求，验算结果安全。 4、按齿根弯曲强度校核

强度条件： ?F?[?F] 或者 SF?SFmin （1）动载荷系数KV KV?1.18 （2）齿向载荷分布系数KF? KF??(KH?)N

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(b/h)2(60/13.5)2 N???0.78

1?(b/h)?(b/h)21?(60/13.5)?(60/13.5)2 KF??(FH?)N?(1.24)0.78?1.18 （3）重合度系数Y?

Y??0.25?0.75/?am?0.25?0.75?0.71 1.62（4）螺旋角系数Y?

查图8-3-14[文献8]得 Y??1 （5）载荷作用于齿顶时的齿形系数YFa

查图图8-3-15[文献8]得 YFa1?2.78 YFa2?2.55 （6）应力修正系数YSa

查图8-3-16[文献8]得 YSa1?1.56 YSa2?1.63 （7）弯曲强度值?Flim

查图8-3-9[文献8]得 ?Flim?460MPa （8）寿命系数YNT

查表8-3-18[文献8]得 YNT?1.0 （9）尺寸系数YX

查图8-3-24[文献8]得 YX?1.0 （10）应力修正系数YST YST?2.0 （11）敏感系数Y?relT

查图8-3-26[文献8]得 Y?relT?0.98

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（12）表面状况系数YRrelT

查图8-3-25[文献8]得 YRrelT?1.00 （13）齿间分配系数KF?

查表8-3-33 [文献8]得 KF??1.1 计算应力 ?F1?Ft1?YFa1?YSa1?Y??Y??KA?KV?KF??KF? bm1n?17460.32?2.78?1.56?0.71?1.0?2.25?1.18?1.18?1.1

60?6YFa2?YSa21.63?2.53??F1??475.07

YFa1?YSa11.56?2.78?476.07MPa

?F2? ?455.32MPa

查表取最小安全系数SFmin?1.25

[?F1]???FlimSFlim?YST?YNT?Y?relT?YRrelT?YX

460?2.0?1.0?0.98?1.00?1.0 1.25?721.28MPa

因为齿轮2受到双向弯曲应力

所以 [?F2]?0.7?[?F1]?721.28?0.7?504.90MPa

?F2??F1?[?F2]?[?F1]

齿轮安全系数校荷

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SF1???Flim?YST?YNT?Y?relT?YRrelT?YX ?F1460?2.0?0.98?1.0?1.0

475.07?1.90

SF2??Flim?YST?YNT?Y?relT?YRrelT?YX ?F2460?2.0?0.98?1.0?1.0

455.32??1.98

SF2?SF1?SFmin?1.25

齿轮的弯曲强度验算安全。 3.4.2齿轮Z3?35的校核 分度圆直径

d3?mz3?6?35?210mm 齿顶圆直径

da3?d3?2ha?210?2?6?222mm 齿根圆直径

df3?d3?2hf?210?2?6?195mm 基圆直径

db3?d3?cos??210?cos20??197mm

按齿面接触疲劳强度校核 由上面计算可知

?H2?1558.30MPa ?H2??H1?ZB ZD

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