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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计89132%190,减速器课程设计
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机械课程设计说明书 1 1. 设计任务书 一、设计已知条件 : 1、 输入轴功率 P=3.8 KW 2、输入轴转速 N=960r min 3、传动比 i= 16(减速器内传动比 ) 4、单向传动，载荷平稳，中型机械 5、设计寿命： 1 0 年 二、设计参考图 1、传动系统功能图（图一） 2、齿轮传动减速器结构图（图二） 3、齿轮传动减速器装配图（图三） 三、主要零件选材建议 l、齿轮 8级精度，小齿轮 40Cr钢，调质齿面硬度 250HBS;大齿轮 45钢，齿面硬度 225HBS。 2、传动轴 选用 45#-钢，正火处理， 200HBS， b 590Mpa 3、减速器上、下座箱材料：灰口铸铁 HT200 4、电动机 J02 32 2 P=4KW， N 1 500r min 四设计要求 1：设计说明书 1份，字数在 5000 10000字。 2、齿轮和轴的设计内容要详细，包括材料与热处理，齿轮的主要参数及几何尺寸，轴的结构，技术要求，强度和刚度的校核。 3、电动机型号选择，轴承选择，减速器上、下座箱基本尺寸，键、轴盖、皮带轮尺寸等要做简要说明。 4、要求总装图纸一张 (1#)、齿轮轴零件图一张 (2#图纸 )、齿轮的零件图一张 (2#图纸 ) 五 .毕业设计说明书按下列要求编写： 1，说明书目录 2，概况 3，各零部件设计结构（附图） 4，设计计算步骤、方法所采用的数据、公式及来源 5，设计结果的评价认识及建议，不尽合理处的改进方法 6，设计小结 2. 传动系统方案的拟定 带式输送机传动系统方案如下图所示。 P=4KW N 1 500r min nts机械课程设计说明书 2 带式输送机由电动机驱动。电动机 1通过 V 带传动 2将动力传入两级 圆柱齿轮减速器 3，再经过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒 5，带动输 送机 6工作。传动系统中经 V带轮减速之后，再通过两级齿轮减速器，其 结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有 较大的刚度。 3. 电动机的选择 1）传动系统总效率 5w 输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率； c 联轴器效率， c =0.99； g 闭式圆柱齿轮传动效率， g=0.97 b 对滚动轴承效率， b =0.99； b V带效率， v =0.94； cy 输送机滚筒效率， cy =0.96； 估算传动系统总效率 = 12 34 45 56 7w 式中 23= v =0.94； 34= b g=0.99 0.97=0.9603; 45= b g=0.99 0.97=0.9603; 56= b c=0.99 0.99=0.9801; 7w= b cy=0.99 0.95=0.9504; 系统总效率 = 23 34 45 56 7w =0.94 0.9603 0.9603 0.9801 0.9504=0.8074; 2)电动机型号的选择 根据任务书推荐要求 选用 Y系列三相异步电动机，型号为 Y112M-4，其主要性能数据如下： Pw=2.53 kW Y112M-4 Pm=4.0 kW n=1440 r/min nts机械课程设计说明书 3 电动机额定功率 Pm=4.0 kW 电动机满载转速 nm=1440 r/min 电动机中心高 H=112 mm 电动机轴伸直径 D=28 mm 电动机轴伸长度 E=60 mm 4. 传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比 i=16 (减速器内传动比 )； 按展开式布置。考虑润滑条件，为了使两级大齿轮直径相近，可由二 级圆柱齿轮减速器传动比分配图展开式曲线差得 i1=4.76，则 i2=i/i1= 16/4.76=3.36 5. 传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 1轴（ 输入 轴） 由任务书中得知 输 入轴转速 n=960r min n1= 960 r/min； 其次 由于任务书中为给确定的输送带和滚筒具体参数，那假设 P1=Pr =4 kw； T1=955011pn =9550 4/960=39.79N m； 2轴（减速器中间轴） n2=n1/i1=960/4.76=201.68 r/min； P2=P1 12=4 0.9603=3.744 kw； T2=9550P2/n2=9550 3.744/201.68=177.29N m； 3轴（减速箱低速轴） n3=n2/i2=201.68/3.36=60.02r/min； P3=P2 23=3.744 0.9603=3.60kw； T3= 9550P3/n3=9550 3.60/60.02=572.81N m； 将上述计算结果和传动比效率汇总如表： 轴 号 电动机 两级圆柱齿轮减速器 0轴 1轴 2轴 3轴 转速 n(r/min) 1440 960 201.68 60.02 功率 P(kW) 4 4 3.744 3.60 转矩 T(N m) 2.2 39.79 177.29 572.81 nts机械课程设计说明书 4 1) 高 速级圆柱齿轮设计 （此处的下标 1表示为小齿轮， 2为大齿轮） 选择齿轮材料及热处理方式 小齿轮选用 40Cr钢，调质处理， 2501 HBS ； 大齿轮选用 45号钢， 调质 处理， 2252 HBS ； 确定许用接触应力 1HP 和 2HP LWNHHHP ZZZm i nl i m MPa 取疲劳极限应力 MPaH 5701lim MPaH 5302lim 根据接触应力变化次数 8229111081.5)1030028(68.201160t601077.2)1030028(960160t60naNnaNHH按文献 3取接触强度计算寿命系数1NZ=1，2NZ=1； 因 1对齿轮均为软尺面，故取工作硬化系数WZ=1； 一般计算中取润滑系数 LZ =1; 按文献 3，当失效概率低于 1/100时，取接触强度最 小安全系数 1min HS 。 将以上数值代入许用接触应力计算公式 LWNHHHP ZZZm i nl i m 得 MPaHP 570 1 MPaHP 530 2 联接件传动件 齿轮 齿轮 传动比 i 4.76 3.36 传动效率 0.9603 0.9603 MPaH 5701lim MPaH 5302lim nts机械课程设计说明书 5 按齿面接触强度条件计算中心距 a 3222)4.22()1( KTu ZZZZuaHPHE 大齿轮转矩 29.1772 T N m 理论传动比 76.41 i 36.32 i 齿宽系数 1a初取载荷系数 70.1 K 弹性系数 8.189EZ MPa 初取节点区域系数 5.2HZ 初取重合度系数 88.0 Z将以上数据带入公式 mmaKTuZZZuaHPHE36.63181.5776.1)53076.488.05.28.1894.22()176.4()4.22()1(3 213222mmaKTuZZZuaHPHE12.69129.17776.1)53036.388.05.28.1894.22()136.3()4.22()1(3 223222按表取 mma 651 mma 702 确定主要参数和计算主要尺寸 模数nm： mmmmmamnn 3.1 3.165.065)02.001.0()02.001.0(1 mmmmmamnn 4.1 4.17.070)02.001.0()02.001.0(1 齿数 21,zz ： nts机械课程设计说明书 6 63.8276.436.1736.17)176.4(3.1 652)1( 2121 uzzumazn55.8236.357.2457.24)136.3(4.1 702)1( 2443 uzzumazn经元整后取 83,17 21 zz ， 83,2523 zz 理论传动比 76.411 ui 36.322 ui 实际传动比 ： 88.41212 zzui ， 32.33412 zzui 在允许误差范围内 分度圆直径2,1dd： mmzmdmmzmdnn 9.107833.1 1.22173.12211 mmzmdmmzmdnn 2.116834.1 8.23174.12233 齿宽 21,bb ： mmabb a 651652 取 mmb 652 mmbb 7565)105(21 取 mmb 751 同理 mmb 703 ， mmb 804 确定载荷系数 K 使用系数 AK ,按表 6-5， AK =1.0； 动载系数VK，齿轮圆周速度 smndv /64.3100060 9605.7214.3100060 11 齿轮精度，参考表 6-6取为 8级精度， nts机械课程设计说明书 7 按图 6-20，动载荷系数 12.1VK，齿向载荷分布系数 20.1K ， 端面重合度 =1.88-3.2（11z +21z ） =1.88-3.2（171+831） =1.65 当总重合度 65.1 时，则齿间载荷分配系数 K=1.24，最后求得在和系数 43.122.112.105.11 KKKKK vA 验算齿面接触疲劳强度 按文献 3,算得重合度系数 Z= 868.0374.1434 316.188.07.1077.1868.043.12222ZKKZ 由于 22 ZKKZ ，故设计偏于安全。 确定许用弯曲应力 21 FPFP ， STXNTFFFP YYYS m i nl i m MPa 按文献 3，取弯曲疲劳极限应力MPMPFF 210 ,2402lim1lim 根据弯曲应力变化总次数 682268111031018.1)530028(69.81160t601031033.4)530028(63.300160t60naNnaNHH取弯曲强度计算系数 1,121 NTNT YY当 5nm时，尺寸系数 1XY , nts机械课程设计说明书 8 按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数 2STY。 按文献 3，当失效概率低于 1/100时，取弯曲强度最小 安全系数 1min FS 。 代入公式STXNTFFFP YYYS m i nl i m 得 M P aM P a FPFP 42 0,48 0 21 验算齿轮弯曲强度 YYYYmdbKTSaFanF 1121 21200 0 YYYYmdbKTSaFanF 2222 2220 00根据齿数： 83,17 21 ZZ 。 按文献 3，取齿形系数FaY和应力修正系数SaY分别为 80.1,63.1,17.2,52.22121 SaSaFaFa YYYY按文献 3算的重合度系数 68.074.1 75.025.075.025.0 aY 将以上数值代入应力计算公式 M P aYYYYmdb KT SaFanF23.282000 112121 M P aYYYYmdb KT SaFanF40.33200 0 222222 因为 2211 , FFFF ， 故齿轮弯曲强度满足要求， 设计偏于安全。 主要设计计算结果 高速级 参数 ： 中心距 a1=65mm 法面模数 mn=1.3mm 齿数 1z =17 2z =83 nts机械课程设计说明书 9 分度圆直径 1d =22.1mm 2d =107.9mm 齿 顶圆直径 1ad=24.7mm 2ad=110.5mm 齿根圆直径 1fd=18.85mm 2fd=104.65mm 齿宽 1b =65mm 2b =75mm 齿轮精度等级 8级 低速级 参数 ： 中心距 a2=70mm 法面模数 mn=1.4mm 齿数 1z =25 2z =83 分度圆直径 1d =35mm 2d =116.2mm 齿顶圆直径 1ad=37.8mm 2ad=119mm 齿根圆直径 1fd=31.5mm 2fd=112.7mm 齿宽 1b =65mm 2b =75mm 齿轮精度等级 8级 6. 减速器轴及轴上零件的设计 1) 轴的布置 轴的布置参照图 nts机械课程设计说明书 10 已知数据mmbmmb lh 80,707 5 m m ,b 6 5 m m ,bm m ,07a 6 5 m m ,a22l1h121 铸造减速箱体主 要结构尺寸表 : 名 称 符号 尺寸关系 取 值 箱座壁厚 0 . 0 2 5 3 8a m m5mm 箱盖壁厚 1 0 .0 2 3 8a m m 4.5mm 箱盖凸缘厚度 1b 11.5 6.75mm 箱座凸缘厚度 b 1.5 7.5mm 箱座底凸缘厚度 2b 2.5 14.34mm 地脚螺钉直径 fd 0.036 12a 14.34 mm 地脚螺钉数目 n 查手册 4 轴承旁联接螺栓直径 1d 0.75 fd 14mm 盖与座联接螺栓直径 2d fd（ 0 . 5 0 . 6） 10mm 联接螺栓的间距 l 150 200 170mm 轴承端盖螺钉直径 3d fd（ 0 . 4 0 . 5） 8mm 视孔盖螺钉直径 4d fd（ 0 . 3 0 . 4） 6mm 定位销直径 d fd（ 0 . 7 0 . 8） 14mm 12fd d d、 、至直外箱壁距离 1C查手册 14mm 12dd、至凸缘边缘 距离 2C查手册 12mm 轴承旁凸台半径 1R 2C 12mm 凸台高度 h 35mm 外箱壁至轴承座端面距离 1l 12 5 1 0CC（ ） 32mm nts机械课程设计说明书 11 箱盖 箱座肋厚 1,mm 110 . 8 5 , 0 . 8 5mm 8mm 2) 轴的设计 高速轴（ 1轴）的设计 轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。选择轴的材 料及热处理 45号钢，调质。 轴的受力分析轴的受力简图如图（ a）所示。 图中 1llAB =175mm； 22 11 hAC bkcnl =50mm； ACABBC lll =125mm； a) 计算齿轮的啮合力 nts机械课程设计说明书 12 Nd TF t 94.1189044.41 42.2420001 120001 NFF ntr 41.4 4 495.12c o s 20t a n94.1 1 8 9c o st a n11 NFF ta 63.23795.12t a n94.1 1 8 9t a n11 b) 求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图 轴在水平面内的受力简图如（ b）所示。 Nl lFRABBCtAX 96.8491 NRFRAXtBX 98.3391 0 BXAX MM 42498 ACBXACAXCX lRlRM N mm 轴在水平面内的弯矩图如图（ d）所示 c) 求垂直面内的支承反力，作水平面内的弯矩图 轴在垂直面内的受力简图如图（ c）所示。 Nl dFlFRABaBCrAY 31.3252/111 NRFR AYrY 87.941 0 BYAY MM 174761 CYM N mm 7.118582 CYM N mm 轴在垂直面内的弯矩图如图（ e）所示。 d) 求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图 NR A 02.919 NR B 97.352 轴向力 NFa 63.273，故得拟用深沟球轴承，并采 用两 端固定组合方式，故轴向力作用在轴承 A上。 0 BA MM 2211 4 5 9 5 0 . 9 5C c x c yM M M N mm 2222 4 4 1 2 1 . 2 5C c x c yM M M N mm 传动力矩 1T =24419.95 N mm e）轴的初步设计 由文献 2表 15-1 和 15-3查表得： MPab 637 MPa7.581 ，取折算系数 0.6 6206 GB T276 94 nts机械课程设计说明书 13 由式 mmTMd 3 22)(10 所以 d 20.18mm, f）轴的结构设计 按经验公式，减速器输入端的轴端直径 mmddme 6.334.2228)2.18.0()2.18.0( 初步确定轴的最小直径，由式（ 15-2）估算， 查表得，所选电动机轴直径 mmde 25 输入轴端选用 MPab 637弹性套柱销联轴器 Tn=125N.mm,n=4600r/min； 输入轴端直径选用 de=32mm； 安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献 1的表 5-2确定 中间轴（ 2轴）的设计 选择轴的材料及热处理 45号钢，调质 a) 轴的受力分析 轴的受力简图如图（ a）所示。 nts机械课程设计说明书 14 图中 2llAB =177mm； mmbkcnl hAC 5125010522222 12 ； mmlll ACABBC 12651177 ； mmbkcnl lBD 5.5826510522222 12 ； 计算齿轮的啮合力 Nd TF t 34.1152959.194 33.11220002000222 NFF ntr 37.43095.12c o s 20t a n34.1152c o st a n22 NFF ta 98.26495.12t a n34.1152t a n22 Nd TF t 47.299575 33.11220002000323 NFF ntr 26.109095.12t a n47.2995t a n33 轴在水平面内的受力简图如（ b）所示。 Nl lFlFRABBDtBCtAX 34.181032 (b) (c) (a) （ a）轴的受力简图；（ b）轴在水平面内的受力分析； （ c）轴在垂直面内的受力简图； nts机械课程设计说明书 15 NRFFR AXttBX 47.233732 0 BXAX MM CXM 92327.34 N mm DXM 136741 N mm 轴在垂直面内的受力简图如图（ c）所示。 Nl lFlFdFRABBDrBCraAY 91.3 1 9 92/ 3222 NRFFR AYrrBY 98.45923 0 BYAY MM 1CYM 10195.41 N mm 2CYM = -15635.07N mm DYM 26908.83 N mm 求支承 反力，作轴的合成弯矩图，转矩图 AR = 1821.34 N BR = 2382.30 N 轴向力 NFa 63.273，故得拟用深沟球轴承，并采用两 端固定组合方式，故轴向力作用在轴承 B上。 0 BA MM 1CM 92888.56 N mm 2CM 93461.82 N mm 50.139363DM N mm 2222 dFT t =112329.53 N mm b) 轴的初步设计 由文献 2表 15-1 和 15-3查表得： 45号钢调制处理， MPab 637 MPa7.581 取折算系数 0.6 由式 mmTMdC 3122)(10mmTMdD 3122)(10 nts机械课程设计说明书 16 所以 Cd26.99 mm Dd 29.77 mm 在轴 C、 D段开有二个键槽， 直径增大 4%， Cd28.07 mm， Dd 30.96 mm 轴的结构设计 安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献 1的表 5-2 确定 按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径 D Cd (0.3 0.35)a=(0.3 0.35) 118=35.4 41.3 mm。 取减速器中间轴的危险截面的直径 dd =40 mm；减速 器中间轴的结构图。 低速轴（ 3轴）的设计 选择轴的材料及热处理 45号钢，调质 a) 轴的受力分析 b) 轴的受力简图如图（ a）所示。 图中 3llAB=177 mm； （ a）轴的受力简图；（ b）轴在水平面内的受力分析； （ c）轴在垂直面内的受力简图； (b) (c) (a) nts机械课程设计说明书 17 mmbkcnl lBC 5.5826510522222 13 ； mmlll BCABAC 5.1 1 85.581 7 7 ； c) 计算齿轮的啮合力 Nd TF t 93.2 9 6 75.2 6 7 96.3 9 62 0 0 02 0 0 0 4 34 NFF tr 24.1 0 8 095.12t a n93.2 9 6 7t a n44 求水平面内的支承反力， 轴在水平面内的受力简图如（ b）所示。 93.9804 ABCtAX llFR N 29.7234 AXtBX RFRN 0 BXAX MM CXM 116240.21 N mm 求垂直面内的支承反力， 轴在垂直面内的受力简图如图（ c）所示。 95.3564 ABBCrAY llFR N 29.7234 AYrBY RFR N 0 BXAX MM CYM 42298.58 N mm 求支承反力，合成弯矩，转矩 AR = 980.93 N BR = 2114.55 N 0 BA MM CM 123697.03 N mm 3T 396969 N mm d) 轴的初步设计 由文献 2表 15-1 和 15-3查表得： MPab 640 MPa7.581 取折算系数 0.6 由式 mmTMd 3 22)(10 所以 Cd35.76 mm 在轴 C段开有 1个键槽，直径增大 4%， Cd37.19 mm nts机械课程设计说明书 18 e) 轴的结构设计 按经验公式，减速器低速级从动轴的危险截面直径 Cd=(0.3 0.35)a=(0.3 0.35) 170=51 59.5 mm。 安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献 1的表 5-2 确定 取减速器中间轴的危险截面的直径d= 56 mm； 7. 减速器滚动轴承的选择 1) 高速轴（ 1轴）上滚动轴承的选择 因为支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式， 轴承类型选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 24000hL h。 由前计算结果所知， 轴承所受径向力 02.919rF N 轴向力 63.273aFN 基本额定动载荷 27rC KN， 基本额定静载荷 2.150 rCKN 轴承工作转速 1440n r/min 初选滚动轴承 6206 GB T276 94 (参见附录 E-2) 018.0/ ora CF e =0.21 eFF ra 298.0/ X=0.56 Y =2.09, 径向当量动载荷 5.1pfnts机械课程设计说明书 19 NLPLPCNfYFXFPrrjsparr14.20 78 3)1014 4024 00 060(81.16 2981.16 295.1)63.27 309.202.91 956.0()(316311因为jsC rC 所以选深沟球轴承 6206 GB T276 94 满足要求。 相关数据如下： D=72 mm B=19 mm 37min admm 2) 中间轴（ 2轴）上滚动轴承的选择 选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 24000hLh。 由前计算结果所知， 轴承所受径向力 30.2382rF N 轴向力 98.264aFN 工作转速 63.300n r/min 初选轴承 6307 GB T276 94 (参见附录 E-2) 基本额定动载荷 rC 33.2 KN 基本额定静载荷 rC019.2 KN 014.0/ ora CF e =0.205 eFF ra 104.0/ X=1 Y =2 径向当量动载荷 5.1pf NLPLPCNfYFXFPrrjsparr49.27 03 2)1063.30 024 00 060(45.35 7335 735.1)98.26 4030.23 811()(316311因为jsC rC 所以选深沟球轴承 6307 GB T276 94满足要求。 相关数据如下： nts机械课程设计说明书 20 D=80 mm B=21 mm 44min admm 3) 低速轴（ 3轴）上滚动轴承的选择 选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 24000hLh。 由前计算结果所知， 轴承所受径向力 55.2114rF N 工作转速 69.81n r/min 初选轴承 6239 GB T276 94 (参见附录 E-2) 基本额定动载荷 rC 31.5 KN 径向当量动载荷 5.1pf NLPLPCNfFPrrjsprr26.15541)1069.812400060(825.3171825.31715.155.2114316311因为jsC rC 所以选深沟球轴承 6239 GB T276 94满足要求。 相关数据如下： D=85 mm B=19 mm 52min admm 8. 键联接 的选择 1) 高速轴（ 1轴） 由前面的计算结果知：工作转矩 T=24.42 N m， 工作转速 1440n r/min 选择工作情况系数 K=1.75 计算转矩 74.4242.2475.1 KTTc N m 选 TL型弹性套柱销联轴器。 按附录 F，选用 TL4联轴器， 型号为 :4425 6228JAZCGB4323 84 许用转矩 T=63 N m,许用转速 n=5700 r/min. 因cTT,nn,故该联轴器满足要求。 选 A型普通平键： nts机械课程设计说明书 21 mmd 2511 mmL 4411 mmL 3530)105(4021 初选键： b=8 mm， h=7 mm， L=34 mm， l=26 mm 参考文献 5表 4-3-18， =110MPa， =90MPa 由表 4-3-16， 47.2126725 42.2440004000 dhl Tp MPa 39.926825 42.242 0 0 02 0 0 0 d b l T MPa 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。 2) 中间轴（ 2轴）上键联接的选择 由前面的计算结果知： 工作转矩 T=112.33 N m 选 A型普通平键。 高速极大齿轮连接键： mmLmmd 40,40 2121 mmL 3530)105(4021 初取： b=12 mm， h=8 mm， L=32 mm， l=20 mm 键 12 32 GB1096 79 参考文献 5表 4-3-18， =110 MPa， =90 MPa 由表 4-3-16， 21.7020840 33.11240004000 dhl Tp MPa 40.22201240 33.11220002000 dbl T MPa 键的挤压强度和剪切强度 都满足要求。 低速级小齿轮： mmLmmd 65,40 2222 mmL 6055)105(6522 初取： b=12 mm， h=8 mm， L=56 mm， l=44 mm 键 12 80 GB1096 79 参考文献 5表 4-3-18， =110 MPa， =90 MPa 由表 4-3-16， 91.3144840 33.11240004000 dhl Tp MPa 64.10441240 33.1122 0 002 0 00 dbl T MPa nts机械课程设计说明书 22 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。 9. 润滑方式、润滑 剂及密封装置的选择 齿轮采用脂润滑 ,工业闭式齿轮油， GB 5903-95，粘度 牌号： L-CKB150，运动粘度 135 165 mm/s(40 )，倾点 -8 ,粘度指数大于 90轴承采用脂润滑 ,通用钾基润滑脂， GB 7324-94，代号 1号，滴点大于 170，工作锥入度 31 34 mm（ 25， 150g）密封用毡圈密封。 10. 设计小结 在此次的机械课程设计中，通过对减速器的设计，我有了很多的收获。 首先，通过这一次的课程设计，我进一步巩固和加深了所学的机械设计基本理论、
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