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編號
無錫太湖學院
畢業(yè)設計（論文）
題目： 液壓起重臺車設計
信機 系 機械工程及自動化 專業(yè)
學 號： 0823108
學生姓名： 陳 晟
指導教師： 林承德 （職稱：教授 ）
（職稱： ）
2013年5月25日
無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文）
誠 信 承 諾 書
本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） 液壓起重臺車設計 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果，其內容除了在畢業(yè)設計（論文）中特別加以標注引用，表示致謝的內容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。
班 級： 機械91
學 號： 0823108
作者姓名：
2013 年 5 月 25 日
無錫太湖學院
信 機 系 機械工程及自動化 專業(yè)
畢 業(yè) 設 計論 文 任 務 書
一、題目及專題：
1、題目 液壓起重臺車設計
2、專題
二、課題來源及選題依據(jù)
課題來源：江蘇省無錫探礦機械總廠有限公司
選題依據(jù)： 液壓與氣壓傳動是以液體作為工作介質對能量進行傳遞和控制的一種，這種傳動形式相對機械來說就一門新的技術，它充分的代替了傳統(tǒng)機械的勞動力，提高了生產的效益。近多年來，隨著電子和計算機技術的迅速發(fā)展，液壓系統(tǒng)在各個領域和各個部門得到了運用，實現(xiàn)了生產過程的自動化。
三、本設計（論文或其他）應達到的要求：
一、設計要求：
承重 500Kg
工作行程可從660 mm調到960mm
用車輪行駛，車輪可以制動，用腳可以進行液壓提升和下降。
二、 對指定零件進行有限元分析。
三、 查閱文獻15篇以上，并有不少于8000字符的外文資料譯文。
四、 完成開題報告。
五、 中文摘要在400字以內，有3—4個關鍵詞，外文摘要在2000字符以上。
六、 至少完成A0圖紙4張和一份1萬字以上的設計計算說明書。
四、接受任務學生：
機械91 班 姓名 陳 晟
五、開始及完成日期：
自2012年11月12日 至2013年5月25日
六、設計（論文）指導（或顧問）：
指導教師 簽名
簽名
簽名
教研室主任
〔學科組組長研究所所長〕 簽名
系主任 簽名
2012年11月12日
摘 要
畢業(yè)設計我的課題是液壓起重臺車設計。
設計該液壓起重臺車主要是用于及時更換機床工具，其特征是用車輪行駛，可制動，用腳進行液壓提升和下降，承重500公斤，工作臺高度可從660mm，調節(jié)到960mm。在設計過程中，對主要受力零件進行了強度、穩(wěn)定性的分析及計算，使設計零件達到安全指標。并且對其中受力最大的零件——柱塞桿進行了有限元分析。該液壓起重臺車比起現(xiàn)代化的電動起重車顯得極為落后，但本設計結構設計簡單、合理，而且成本低廉、操作方便,是非常實用的一部運輸工具。論文最后還對起重臺車的工作原理進行了介紹，并附有使用和維護的說明。
關鍵詞： 液壓；強度計算；工作原理；液壓系統(tǒng)
Abstract
My topic of The graduation project is the hydraulic pressure and hydraulic system design.
Designs this hydraulic pressure to get up the heavy trolley mainly issues in promptly to replace the engine bed tool, its characteristic is with the wheel travel, may apply the brake, carries on the hydraulic pressure promotion and the drop with the foot, the load-bearing 500kilograms, the work table highly may from 660mm, adjust 960mm. In the design process, has carried on the intensity to the main stress components, the stable analysis and the computation, enables the design components to achieve the security target. And has carried on the finite element analysis to stress biggest components - plunger rod. This hydraulic pressure gets up the heavy trolley to compare modernized the electrically operated derrick car to appear extremely falls behind, but this design structural design simple, reasonable,moreover the cost is inexpensive, the ease of operation, is extremely practical transport means. The paper finally also to got up the heavy trolley principle of work to carry on the introduction, and attached the explanation which used and maintains.
Key words: Hydraulic pressure;Strength calculation;Principle of work; The hydraulic system
目錄
摘 要 III
Abstract IV
目錄 V
第一章 緒論 1
1.1國際起重市場分析 1
1.2起重機發(fā)展趨勢 1
1.2.1發(fā)展超大型起重機 1
1.2.2迷你起重機大量涌現(xiàn) 2
1.2.3伸縮臂結構不斷改變 3
1.3 液壓系統(tǒng)的類型 3
1.3.1 液壓系統(tǒng)的回路 3
第二章 原始數(shù)據(jù)及設計要求 5
2.1設計原始參數(shù) 5
2.2設計要求 5
第三章 強度及穩(wěn)定性計算 7
3.1液壓缸的設計 7
3.1.1確定液壓缸的工作壓力 7
3.1.2確定液壓缸內徑 7
3.1.3液壓缸的壁厚和外徑的計算 7
3.1.4缸筒變形的計算 8
3.2柱塞桿的強度計算 8
3.3塞桿穩(wěn)定性計算 10
3.3.1無偏心載荷時的縱向彎曲極限力 10
3.3.2承受偏心載荷時的縱向彎曲極限力 11
3.3.3 活塞桿最大容許行程的計算 12
3.4腳踏泵的一些計算 13
3.4.1腳踏泵油箱所有油量的計算 13
3.4.2柱塞運動到最高處時，所需踏的次數(shù) 13
3.4.3小柱塞油泵所能產生的壓力P2 14
3.4.4復位彈簧的一些參數(shù)計算 15
第四章 工作原理介紹 18
4.1液壓工作原理圖如下： 18
4.2 液壓傳動的工作原理 19
4.3高壓油管的選擇 19
4.4低壓油管的選擇 19
4.5低壓油管接頭的選擇 19
4.6油箱的選擇 20
第五章 液壓系統(tǒng)的使用和維護 22
5.1液壓油的選擇及使用 22
5.2維護注意事項 24
5.3液壓系統(tǒng)的發(fā)熱驗算 24
第六章 UG有限元分析 25
6.1 目的 25
6.2 三維實體造型 25
6.3 有限元分析 27
第七章 結論 32
致謝 33
參考文獻 34
V
液壓起重臺車設計
第一章 緒論
1.1國際起重市場分析
近20年世界工程起重機行業(yè)發(fā)生了很大變化。打破了原有產品與市場格局，在經濟發(fā)展及市場激烈競爭沖擊下，導致世界市場進一步趨向一體化。目前世界工程起重機年銷售額已達75億美元左右。主要生產國為美國、日本、德國、法國、意大利等，世界頂級公司有10多家，世界市場主要集中在北美、日本和歐洲。
美國既是生產工程起重機的主要國家，又是最大的世界市場之一。由于日本、德國起重機工業(yè)的迅速發(fā)展及RT和AT產品的興起，美國廠商曾在60～70年代世界市場中占有的主導地位受到削弱，從而形成美國、日本和德國三足鼎立之勢。近幾年美國經濟回升，市場活躍，外國廠商紛紛參與競爭。美國制造商的實力也有所增強，特雷克斯起重機公司的崛起即是例證。
近年來，隨著工程建設規(guī)模的擴大，起重安裝工程量越來越大，吊裝能力、作業(yè)半徑和機動性能的更高要求促使起重機發(fā)展迅速，具有先進水平的塔式起重機和汽車起重機已成為機械化施工的主力。
相對于其他起重機，液壓起重機不僅具有移動方便，操作靈活，易于實現(xiàn)不同位置的吊裝等優(yōu)點，而且對其進行驅動和控制的液壓系統(tǒng)易于實現(xiàn)改進設計。隨著液壓傳動技術的不斷發(fā)展，液壓汽車起重機已經成為各起重機生產廠家主要發(fā)展對象。
1.2起重機發(fā)展趨勢
1.2.1發(fā)展超大型起重機
由于各重點工程向大型化發(fā)展，所需構件和配套設備重量不斷增加，對超大型起重設備的需求日趨增長。1992年200t以上伸縮臂式起重機的世界銷量為90臺，到1997年增至130臺。德國廠商在起重機大型化發(fā)展進程中處于領先地位。世界市場中150t以上的大噸位起重機多數(shù)是由利勃海爾和德馬泰克公司提供的。利渤海爾LTM1800型是目前世界最大的AT產品，起重量800t，安裝了超起裝置后型號變更為LTM11000D型，最大起重量增至1000t。
德馬泰克公司1997年推出的AC650型安裝了超起裝置后，最大起重量可從650t增至800t。AC650是目前世界上起重噸位最大的整裝式伸縮臂起重機，行駛狀態(tài)不需拆下吊臂分別運輸。
住友建機、多田野和加藤公司曾于1989年相繼推出360t汽車起重機。住友建機在90年代開發(fā)出80t～250t共4種AT產品。多田野也在90年代相繼推出100t～550t共6種特大型AT產品。加藤公司則研制成NK5000型500t汽車起重機。目前日本生產的特大型起重機僅在國內銷售。
液壓傳動的主要缺點是漏油問題難以避免。為了防止漏油問題，元件的制造精度要求比較高。油液粘度和溫度的變化會影響機構的工作性能。液壓元件的制造和系統(tǒng)的調試需要較高的技術水平。
從液壓傳動的優(yōu)缺點來看，優(yōu)點大于缺點，根據(jù)國際上起重機的發(fā)展來看，不論大小噸位都采用液壓傳動系統(tǒng)?？v觀眾多用戶的反饋意見，液壓式汽車起重機深受他們的歡迎和好評。
優(yōu)點
液壓傳動的起重機，結構上容易實現(xiàn)標準化，通用化和系列化，便于大批量生產時采用先進的工藝方法和設備。此種起重機作業(yè)效率高，輔助時間短，因而提高了起重機總使用期間的利用率，對加速實現(xiàn)四個現(xiàn)代化大有好處。
缺點
液壓傳動的主要缺點是漏油問題難以避免。為了防止漏油問題，元件的制造精度要求比較高。油液粘度和溫度的變化會影響機構的工作性能。液壓元件的制造和系統(tǒng)的調試需要較高的技術水平。
從液壓傳動的優(yōu)缺點來看，優(yōu)點大于缺點，根據(jù)國際上起重機的發(fā)展來看，不論大小噸位都采用液壓傳動系統(tǒng)?？v觀眾多用戶的反饋意見，液壓式汽車起重機深受他們的歡迎和好評。所以液壓起重臺車決定采用液壓傳動的形式。
1.2.2迷你起重機大量涌現(xiàn)
起重機向微型化發(fā)展，是適應現(xiàn)代建設要求而出現(xiàn)的新趨勢。10年前開發(fā)的神鋼RK70(7t)是世界首臺裝有下俯式吊臂的“迷你”(Mini) RT產品。目前下俯式吊臂已成為“迷你”起重機的重要標志。這種新概念設計已成功移植到德馬泰克AC25(25t)和加藤CR-250(25t)等較大噸位起重機上。
小松公司曾在90年代初、中期相繼推出了裝有下俯式吊臂的 LW80(8t)和LW100-1(10t)“迷你”RT產品。該公司還曾于1993年和1997年分別推出了另外兩種別具特色的LT300型(4.9t)和LT500型(12t)“迷你”RT。據(jù)資料介紹，LT300型與LT500型是世界首批裝有全自動水平伸縮副臂的輪式起重機。它們將輪式起重機公路行駛能力與專用伸縮臂架技術融為一體，且具有塔機功能，可越過屋頂或其他障礙物靠近作業(yè)面，能替代小型自行架設塔機或大型折疊臂式隨車起重機。
1.2.3伸縮臂結構不斷改變
利渤海爾LTM1090/2(90t)和LTM1160/2型(160t)AT產品，采用了裝有“Telematik”單缸自動伸縮系統(tǒng)的卵圓形截面主臂。這種卵圓形截面主臂在減輕結構重量和提高起重性能方面具有良好效果。目前卵圓形吊臂已列入利勃海爾新產品標準部件，裝有世界最長的7節(jié)84m卵圓形截面主臂的LTM1500型(500t)AT產品，也采用這種單缸伸縮系統(tǒng)。格魯夫開發(fā)的單缸伸縮系統(tǒng)要早于利勃海爾公司，但格魯夫早期采用的單缸伸縮系統(tǒng)伸縮速度較慢。此外，德馬泰克大噸位起重機主臂也采用卵圓形截面。
格魯夫GMK6250(250t)和GMK5180(180t)兩種AT產品，采用了裝有雙銷雙鎖自動伸縮系統(tǒng)的U形截面主臂，伸臂速度較快(平均9m/s左右)。伸縮系統(tǒng)由電子式起重機操作裝置控制，可將主臂自動伸至各種選定臂長。據(jù)報道，美國謝迪．格魯夫工廠將采用德國工廠的主臂制造技術，原有梯形主臂將被淘汰，原因是焊接工藝復雜，制造成本高。
1.3 液壓系統(tǒng)的類型
1.3.1 液壓系統(tǒng)的回路
液壓系統(tǒng)要實現(xiàn)其工作目的必須經過動力源——控制機構——機構三個環(huán)節(jié)。其中動力源主要是液壓泵；傳輸控制裝置主要是一些輸油管和各種閥的連接機構；執(zhí)行機構主要是液壓馬達和液壓缸。這三種機構的不同組合就形成了不同功能的液壓回路。
泵—馬達回路是起重機液壓系統(tǒng)的主要回路，按照泵循環(huán)方式的不同有開式回路和閉式回路兩種。
開式回路中馬達的回油直接通回油箱，工作油在油箱中冷卻及沉淀過濾后再由液壓泵送入系統(tǒng)循環(huán)，這樣可以防止元件的磨損。但油箱的體積大，空氣和油液的接觸機會多，容易滲入。
1.3.2起升液壓系統(tǒng)
??? 對起重機來說，起升動作是最頻繁的動作。目前最常用的起升液壓系統(tǒng)為定量泵、定量或變量馬達開式液壓系統(tǒng)，然而，現(xiàn)代施工對起升系統(tǒng)提出了新的要求：節(jié)能、高效、可靠以及微動性、平穩(wěn)性好。為了適應這些新的要求，以前的定量泵將逐步被先進可靠的具有負載反饋和壓力切斷的恒功率變量泵所取代，先前的定量馬達或液控變量馬達也將被電控變量馬達所取代。這種系統(tǒng)將能有效的達到輕載高速、重載低速和節(jié)能的效果。
1.3.3 操縱、控制系統(tǒng)
??? 機械式操縱是汽車起重機最簡單、最廣泛使用的一種操縱方式，液比例操縱系統(tǒng)在我廠也己廣泛使用并相當成熟，操作性能得到了很大的提高；然而，最有發(fā)展前途的還是電比例操縱系統(tǒng)，借助于計算機技術和可編程技術，汽車起重機將向智能化發(fā)展。
??? 除此之外，液壓系統(tǒng)在以下幾方面也體現(xiàn)出明顯的發(fā)展趨勢：
???
（1）、采用國際化配套，對系統(tǒng)性要求較高的液壓元件如泵、閥、馬達等采用國際化配套可提高產品的可靠性，另外，國外使用成熟、量大價廉的元件在國內也廣泛使用。
??? （2）、采用卡套式接頭，由于卡套式接頭在控制系統(tǒng)污染、防泄露等方面具有很強的優(yōu)越性，使用卡套式接頭能大大減少故障率和早期反饋率。
??? （3）、在系統(tǒng)中設計速度分檔，由于不同施工項目的不同要求，對起重機各動作速度的要求也不一樣，速度分檔技術也應運而生，設計不同的速度檔位，以適用不同工況的要求。
??? （4）、廣泛使用高度集成的、模塊化閥組，能簡化管路，有效的減少液組，提高效率，節(jié)約能量，同時易于維護。
??? （5）、向計算機技術領域的縱深滲透，汽車起重機將向無線遙控技術、遠程診斷服務技術、黑匣子自我保護技術等方向發(fā)展，為了實現(xiàn)整機的功能，液壓技術將同計算機技術相互滲透，共同發(fā)展。
第二章 原始數(shù)據(jù)及設計要求
2.1設計原始參數(shù)
1：承重500kg ，即F=500kg
2：工作行程可從660mm調節(jié)到960mm。即300mm
2.2設計要求
方案一:
1：用車輪行駛
2：車輪可制動
3：用腳進行液壓提升和下降
外型結構如圖所示：
圖2.1 液壓起重及臺車外形圖
圖2.2 液壓起重臺車結構圖
方案二：
用車輪行駛，和制動都可以不變，只要把先前的腳踏泵改為電動機形式，來實現(xiàn)液壓的上升和下降。不過這種方案的缺點就是要求比較高一般不怎么采用。因為設計時也要考慮到該產品的經濟性，廣泛性多方面的渠道考慮的。然而改為電動的液壓千斤頂工作原理一樣。
工作原理及組成部分：
1. 泵體由電動機，油泵，綜合閥，換向閥，油箱，車輪，等組成。
2. 泵體部分：有電機直接帶動偏心軸旋轉，使柱塞沿著大油缸做往返運動，使油分別從 高低壓進油閥吸入，后從高低壓出油閥壓出分別進入綜合閥的高壓油路和低壓油路。
3. 綜合閥體：由閥體的安全閥，高壓路中的額高壓單向閥，低壓油路中的低壓單向閥，安全閥，減壓閥，換向閥組成。
經分析討論最后決定采用第一種方案。
第三章 強度及穩(wěn)定性計算
3.1液壓缸的設計
3.1.1確定液壓缸的工作壓力
液壓缸的工作壓力的決定應從結構尺寸，經濟性等方面綜合考慮。
工作壓力取高。系統(tǒng)結構緊湊。但泵壓高，易引起液壓沖擊，且密封要求高；工作壓力低，則相反。根據(jù)教科書表4—1暫取p=0.8MPa
3.1.2確定液壓缸內徑
由于本液壓缸采用單作用柱塞缸，故P2=0 ,P1=0.8MPa
根據(jù)教科書公式可得
D==1.13
3.1.3液壓缸的壁厚和外徑的計算
液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來確定。從材料力學可知。承受內壓力的圓筒。其內應力分布規(guī)律因壁厚的不同而異，一般可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒之分。因而計算公式也不一樣。本方案采用后壁計算公式進行計算。
由公式 4-24可得
δ≥
式中 δ—液壓缸壁厚
—試驗壓力，一般比液壓缸工作壓力P大（20～30℅）
[σ]—液壓缸材的許用應力。
鍛鋼[σ]=110～120MPa 取[σ]=110MPa
=0.8+0.8×20℅=0.8+0.16=0.96MPa
代入公式得
≥
D外=D+2δ=28.25+2×1.1=28.25+2.2=30.45mm
由于本缸體結構考慮到穩(wěn)定性等一些因素,缸體采用外方內圓的結構,外圓方身為75×75mm.內徑φ=40mm>D=28.25mm故該系統(tǒng)的工作壓力為:
P=
3.1.4缸筒變形的計算
承受內壓的厚壁缸筒，其筒壁任意直徑Dx的伸長量可由下式進行計算:
式中 —筒壁任意直徑的伸長量
D—缸筒內徑 D=40mm
D1—缸筒外徑 D1=75mm
P—缸體內油壓力 P=39.8kg/cm2
E—材料的彈性模數(shù)，對于鋼取 E=2.1×106公斤/厘米2
U—泊松系數(shù)，對于鋼取 U=0.3
=
=
3.2柱塞桿的強度計算
柱塞桿結構示意圖：
圖3.1 柱塞桿結構示意圖
由于采用柱塞油缸，故柱塞直徑d=40mm
1：柱塞桿在穩(wěn)定工作狀況。如果盡受軸向拉力或壓力載荷時，便可近似的在于直桿承受拉壓載荷的簡單計算公式進行計算：
柱塞桿 應力
式中 F—柱塞桿所受的軸向載荷 F=500kg
D—柱塞桿的直徑 d=40mm
[σ]—柱塞桿制造材料的許用應力
取[σ]=120MPa=1200kg/ cm2
σ=
故穩(wěn)定狀態(tài)下，滿足強度條件。
2：如果柱塞桿在工作時如果受到彎曲作用較大（如承受偏心載荷等），就要按壓（拉），彎聯(lián)合作用來計算柱塞桿的強度：
σ= (公斤/厘米2)
式中 A—柱塞桿的面積 A=（π/4）×42=4π（cm2）
W——柱塞桿斷面模（cm3）
W=（）d3
W=（）×43=2π
M——柱塞所承受的彎曲力矩。因塞桿僅受縱向載荷所以M=P·
P=500kg
考慮到最危險情況 取=20cm
σ= =500/4π+500×20/2π=1632kg/ cm2
安全系數(shù) n=σs/σ
式中σs——材料屈服極限 （公斤/厘米2）
由手冊查得45# σs=3530（公斤/厘米2）
所以 n=
故滿足壓、拉、彎的聯(lián)合作用的強度條件。
3.3塞桿穩(wěn)定性計算
3.3.1無偏心載荷時的縱向彎曲極限力
油缸受縱向力后 缸體軸線產生彎曲，當縱向力達到極限力PK后，油缸產生縱向彎曲，即出現(xiàn)不穩(wěn)定狀態(tài)，這是不允許的
當長細比時
按歐拉公式:
當長細比時
按高登.拉金公式:
式中：L——活塞桿計算長度，即在油缸柱塞全部伸出時，活塞桿頂端的連接點與油缸支承點間的距離 L=76(cm)
K——活塞桿斷面最小回轉半徑
K=
=76
m—柔性系數(shù) 對鋼取m=85（表11-140）
n—末端條件系數(shù)，n=1/4（表11-139）
因為=76>
采用歐拉公式計算
因為
所以滿足無偏心載荷時的縱向彎曲極限力的條件
3.3.2承受偏心載荷時的縱向彎曲極限力
在設計時應盡量使軸向壓縮載荷與油缸的軸線一致，但在實際中如承受偏心載荷時，可以用下列公式計算其縱向彎曲極限力Pk
式中：σs——柱塞桿材料的屈服強度
σs=3530kg/ cm2
d——柱塞桿直徑 d=4
a—活塞桿斷面積 A=（）d2=4π
e—載荷的偏心量 e=20(cm)
式中：E——材料彈性模數(shù) 2.1×106 kg/ cm2
L——活塞桿計算長度 L=76(cm)
K——柱塞桿最小回轉半徑
因為
所以
因為
所以滿足條件
3.3.3 活塞桿最大容許行程的計算
為了保證柱塞桿不產生縱向彎曲，柱塞桿縱向容許壓縮載荷P與極限力 PK的關系為
式中 為安全系數(shù) 取
由
可得
式中 d——活塞桿直徑 d=4(cm)
N——末端條件系數(shù) n= (表11-139)
P——柱塞桿縱向壓縮載荷 （公斤）
P=500(kg)
——安全系數(shù) n=2.2
所以
故可滿足使用要求。
3.4腳踏泵的一些計算
3.4.1腳踏泵油箱所有油量的計算
a：柱塞上升30.0cm 所需的油液的體積
V1=（）×42×30=4π×30=376.8cm3
b:油箱的實際有效體積
V2=16×10×5=800（ cm3）
V2 ＞V1故可滿足使用要求
3.4.2柱塞運動到最高處時，所需踏的次數(shù)
小柱塞直徑為25mm,行程30mm
故小柱塞上下運動一次所壓出的油液體積為
V3=()2.52×3=14.72
故所需的踏腳次數(shù)
3.4.3小柱塞油泵所能產生的壓力P2
根據(jù)零件圖和部件圖，可將小柱塞油泵所受的力簡化成下列受力構件。
顯示圖下，并進行分析計算壓力能否達到要求，實現(xiàn)機械能的傳動。
圖3.2 小柱塞油泵壓力圖
圖中：θ——人作用于踏腳上的作用力，取θ=30kg
θ`——小柱塞上所受的作用力。
根據(jù)=0，可列出下列平衡方程式
=
==216.9（kg）
所以小柱塞所能產生的最大壓力=
式中——小柱塞的直徑，=2.5cm
===44.2（kg/cm）
所以>P=39.8（kg/cm）
故所產生的油壓能夠滿足使用要求.
3.4.4復位彈簧的一些參數(shù)計算
(1) 彈簧材料的選擇及其機械特性.
彈簧材料一般采用碳素彈簧鋼絲一組,其機械特性能可按如下的方法確定.
按YB248-64選取. =1700kg/mm
允許扭轉極限應力=0.5=0.5
允許扭轉工作應力[]=0.4=
剪切彈性模數(shù)G的確定.
初步選定鋼絲直徑為2mm
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