资料全套-手动变速器拆装台架设计【2张CAD图纸】
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- 内容简介：
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宁XX大学设计(论文)手动变速器拆装台架设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师摘 要本文将设计一台汽车发动机以及变速箱拆装台，主要的功用就是搬运转移。首先，本文将设计汽车发动机以及变速箱拆装台的底座、升将台、旋转臂的结构，然后选择合适的传动方式、驱动方式，搭建拆装台的结构平台；在此基础上，本文将设计该拆装台的动力传输系统，包括蜗轮蜗杆的选择，重点加强传动部分的可靠性和拆装台运行过程的安全性，最终实现的目标包括：底座的转向和制动，拆装台的升降运动，拆装台的角度旋转运动，能够应用于搬运与装配作业。关键词：拆装台，蜗轮蜗杆传动，动力传输AbstractThis paper is to design a car engine and gearbox assembly, the main function is to carry and move. First of all, this paper will design a car engine and gearbox assembly station, ascending, base, rotating arm structure, and then select the appropriate drive, driving mode, build disassemble bench structure platform; on this basis, the paper design of the disassemble bench power transmission system, including a worm gear selection, key strengthen the transmission reliability and disassembling operation process safety, the ultimate realization of the objectives include: the base of steering and braking, disassemble bench lifting motion, disassemble bench angle rotation motion, can be applied to the handling and assembly operations.Key Words: Disassemble bench， worm gear transmission, power transmission目 录摘 要IIAbstractIII目 录IV第1章 绪论11.1 概述11.2 拆装台的组成11.2 拆装台的设计要求21.3课题工作要求2第2章 机构总体方案设计32.1基本技术参数确定32.1.1自由度32.1.2坐标形式的选择32.1.3规格参数42.1.4有效负载52.2 运动方式5第3章 蜗轮蜗杆传动设计计算63.1 选择蜗杆、蜗轮材料63.2 确定蜗杆头数Z及蜗轮齿数Z63.3 传动比63.4 确定蜗杆蜗轮中心距a63.5 蜗杆传动几何参数设计73.6 环面蜗轮蜗杆校核计算93.7 轴的结构设计113.7.1 蜗杆轴的设计113.7.2 蜗轮轴的设计123.8 滚动轴承的选择及校核133.8.1蜗杆轴滚动轴承的选择及校核133.8.2 蜗轮轴上轴承的校核14第4章 螺纹联接设计164.1 螺旋传动的类型与特点164.2滑动螺旋传动的设计计算17第5章 机架的设计205.1 机架的基本尺寸的确定205.2 架子材料的选择确定205.3 主要梁的强度校核21致 谢23参考文献2425手动变速器拆装台架设计论文第1章 绪论1.1 概述在设计自动变速器台架前我们必须学习掌握汽车发动机与自动变速器的相关知识，以及了解自动变速器在汽车内部的装配位置。熟悉自动变速器构造是理解自动变速器理论和设计方法的重要基础。我们设计制造这个自动变速器拆装台架就是为了方便同学们拆装自动变速器，对自动变速器的内部构造有一个更加感性直观的认识，有助于更深入地学习理论知识。自动变速器拆装台是进行拆装自动变速器实训的基础设备。我们将要设计的拆装台是可移动式的，其特点是：操作方便安全，整个试验操作直观明了，易于操作者进行操作，提高操作者感性认识。本试验机架具有结构严谨，操作方便，制作成本低廉，实用等特点，适用于教学。本课题制作除了着重介绍自动变速器拆装翻转架子、及其连接件的选择安装、架子受力最大梁的强度校核外，同时还简单介绍了整个机架的协调布置，还有对自动变速器拆装架保养修复的一些内容。最后对整个实验拆装架总结了使用说明在指导老师的耐心指导与同组同学的共同努力下，该实验台顺利完成。同时，XX等老师也给了我们很大的帮助，在此致以衷心的谢意！最后，期望老师对说明书中误漏之处予以批评指正。1.2 拆装台的组成拆装台主要由底座、升降机构和旋转机构三大部分组成。其组成及相互关系如下图： 图1-11.2 拆装台的设计要求本课题将要完成的主要任务如下:(1)拆装台为专用辅助工具，因此相对于通用辅助工具来说，它的适用面相对较窄。(2)选取拆装台的座标型式和自由度。(3)设计出拆装台的各执行机构，包括:底座转向轮，制动轮的设计。为了使通用性变强，底座设计转向轮结构，不仅可以应用于拆装汽车大型发动机，在工业需要的时候还可以用做其他重型机构的搬移。(4)升降机构的设计本课题将设计出拆装台的升降机构，包括螺旋元件的选取，传动齿轮的的设计，并绘出升降原理图。(5)拆装台的旋转机构的设计本拆装台拟采用蜗轮蜗杆进行控制旋转角度，本课题将要选取蜗轮蜗杆型号，可使拆装台实现任意角度的调整！1.3课题工作要求技术要求设计拆装台，要求能够进行三自由度运动（转台旋转、转台升降和整体位移），其结构设计合理、简单、紧凑，动作要灵活，能够应用于搬运与装配作业。 拆装台可承受的发动机的重量为25kg。第2章 机构总体方案设计本文的重要任务是完成拆装台的设计，本章内容是围绕拆装台机构设计任务来展开，介绍拆装台执行机构设计思路。2.1基本技术参数确定表示基本技术参数主要有自由度、坐标形式的选择、2.1.1自由度自由度是指拆装台所具有的独立坐标轴运动的数目，但是一般不包括手部（末端操作器）的开合自由度。自由度表示了拆装台灵活的尺度，在三维空间中描述一个物体的位置和姿态需要六个自由度。拆装台的自由度越多，越接近人手的动作机能，其通用性就越好，但是结构也越复杂，自由度的增加也意味着拆装台整体重量的增加。轻型化与灵活性和抓取能力是一对矛盾，此外还要考虑到由此带来的整体结构刚性的降低，在灵活性和轻量化之间必须做出选择。工业拆装台基于对定位精度和重复定位精度以及结构刚性的考虑，往往体积庞大，负荷能力与其自重相比往往非常小。一般通用拆装台有56个自由度即可满足使用要求（其中臂部有3个自由度，腕部和行走装置有23个自由度），专用拆装台有12个自由度即可满足使用要求。此次拆装台设计要求的工作方向为两个直线方向和一个旋转方向。在控制器的作用下，它执行将工件从一条流水线拿到另一条流水线这一简单的动作。在满足前提条件上尽量使结构简单，所以我们这次选择三自由度拆装台。2.1.2坐标形式的选择拆装台的坐标形式主要可分为：直角坐标型、圆柱坐标型、球坐标型、关节坐标型另外还有比较复杂的SCARA型和并联型。1直角坐标型拆装台：这类拆装台就是如图2-1(a)得直移型，其手部空间位置的改变通过沿三个互相垂直轴线的移动来实现，该形式拆装台具有位置精度高，控制无耦合、简单，壁障性好等特点。但结构较庞大，动作范围小，灵活性差，且移动轴的结构复杂，占地面积大。而且需架空线路。2圆柱坐标型拆装台：这种拆装台如图2-1（b）的回转型拆装台，通过两个移动和一个转动实现手部空间位置的改变，手臂的运动系由垂直立柱平面内的伸缩和沿立柱的升降两个直线运动及手臂绕立柱的转动复合而成。这种拆装台，占地面积小而活动范围较大，结构亦较简单，并能达到较高的定位精度，因而应用范围较广泛。机身采用立柱式，拆装台侧面行走，顺利完成上料、翻转、转位等功能。但是结构也比较庞大，两个移动轴的设计较为复杂。3球坐标型拆装台： 这类拆装台如图2-1（c）的俯仰型拆装台，其手臂沿X方向伸缩，绕Y轴俯仰和绕Z轴回转。这类拆装台具有占地面积小、结构紧凑、重量较轻、位置精度尚可等特点，能与其他拆装台协调工作，但避障性差，存在着平衡问题，位置误差与臂长有关。4关节坐标型拆装台：如图2-1（d）的屈伸型拆装台，主要由立柱、前臂和后臂组成。拆装台的运动由前、后臂的俯仰及立柱的回转构成，其结构最紧凑，灵活性大，占地面积最小，工作空间最大，能与其他拆装台协调工作，避障性好，但是位置精度较低，存在平衡以及控制耦合的问题，故比较复杂。 图2- 1拆装台的坐标形式本次设计的三自由度拆装台主要用来运输流水线的零件，这就要求拆装台结构简单紧凑,定位精度较高,占地面积小。根据上面4种坐标形式，我选择了圆柱坐标形式，这种形式比较符合这次设计的需要。图2-2是拆装台搬运物品示意图。图中拆装台的任务是将传送带A上的物品搬运到传送带B。2.1.3规格参数用途：手动变速器拆装重量：25 kg 自由度：3个自由度坐标形式：坐标形式2.1.4有效负载有效负载是指拆装台操作臂在工作时臂端可能搬运的物体重量或所能承受的力或力矩，它表示了拆装台的负载能力。拆装台的载荷不仅仅取决于负载的质量，还与拆装台运动的速度和加速度的大小及方向有关。为了安全起见，有效负载是指运行时的有效负载。2.2 运动方式根据主要的运动参数选择运动形式是结构设计的基础。常见的拆装台的运动形式有五种:直角坐标型、圆柱坐标型、极坐标型、关节型和SCARA型。同一种运动形式为适应不同生产工艺的需要，可采用不同的结构。具体选用哪种形式，必须根据作业要求、工作现场、位置以及搬运前后工件中心线方向的变化等情况，分析比较并择优选取。考虑到拆装台的作业特点，即要求其动作灵活、有较大的工作空间、且要求结构紧凑、占用空间小等特点，故选用关节型拆装台。这类拆装台一般由2个肩关节和1个肘关节进行定位，由2个或3个腕关节进行定向。其中，一个肩关节绕铅直轴旋转，另一个肩关节实现俯仰。这两个肩关节轴线正交。肘关节平行于第二个肩关节轴线，如图所示。这种构形动作灵活、工作空间大、在作业时空间内手臂的干涉最小、结构紧凑、占地面积小、关节上相对运动部位容易密封防尘。但是这类拆装台运动学比较复杂，运动学的反解比较困难;确定末端杆件的姿态不够直观，且在进行控制时，计算量比较大。运动结构：旋转工件采用手动摇动蜗杆，蜗杆带动蜗轮带动支架旋转，带动手动变速器拆装台旋转。上下采用大小齿轮传动带动一副螺纹传动，实现上升或下降。第3章 蜗轮蜗杆传动设计计算3.1 选择蜗杆、蜗轮材料1.选择蜗杆传动的类型采用准平行环面蜗杆传动.2.选择蜗杆、蜗轮材料，确定许用应力考虑蜗杆传动中，传递的功率不大，速度只是中等，根据机械零件课程设计表52，蜗杆选用40Cr，因希望效率高些，耐磨性好故蜗杆螺旋齿面要求：调质HB265285.蜗轮选用铸锡磷青铜ZQSn10-1，金属模铸造，为了节约贵重有色金属，仅齿圈用锡磷青铜制造，轮芯用灰铸铁HT100制造由机械零件课程设计表53查得蜗轮材料的许用接触应力 =190 由机械零件课程设计表55查得蜗轮材料的许用弯曲应力=44 3.2 确定蜗杆头数Z及蜗轮齿数Z由机械零件课程设计表56，选取Z1 则ZZi15050故取Z50 3.3 传动比实际传动比i50/1 3.4 确定蜗杆蜗轮中心距a 1.确定蜗杆的计算功率 估算功率，由于载重25kg,P=GV=1.5KW以等于或略大于蜗杆计算功率所对应的中心距作为合理的选取值根据机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2522a，选取蜗杆的中心距：a100mm.a100mm由于准平行二次包络环面蜗杆为新型得蜗杆,它的优点是:接触面大,导程角,它的值稳定且一定,则润滑好,接触面大应直接根据“原始型”传动蜗杆设计参数。3.5 蜗杆传动几何参数设计准平行二次包络环面蜗杆的几何参数和尺寸计算表1.中心距：由机械工程手册/传动设计卷（第二版）标准选取a=100mm2.齿数比：u503.蜗轮齿数：由机械工程手册/传动设计卷（第二版）选取4.蜗杆头数：由机械工程手册/传动设计卷（第二版）选取 5.蜗杆齿顶圆直径：机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516选取 =45mm6.蜗轮轮缘宽度：机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516选取b=28mm7.蜗轮齿距角：8.蜗杆包容蜗轮齿数：K=5 9.蜗轮齿宽包角之半：0.5（K0.45）=10.蜗杆齿宽：机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516选取 =53mm11.蜗杆螺纹部分长度：机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516，选取=59mm12.蜗杆齿顶圆弧半径：机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516，选取R=82mm13.成形圆半径：机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516选取=65mm14.蜗杆齿顶圆最大直径：机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516，选取=53.8mm15.蜗轮端面模数：m=mm16.径向间隙：=0.5104mm17.齿顶高：h=0.75 m=2.233mm18.齿根高：h= h+ C=2.7434mm19.全齿高：h= h+ h=4.9764mm20.蜗杆分度圆直径：（0.624）a 40.534mm21.蜗轮分度圆直径：2a159.466mm22.蜗轮齿根圆直径：d2 h=153.9792mm23.蜗杆齿根圆直径：d2 h=35.05，判断：因为=28.12mm,满足要求24.蜗轮喉圆直径：d2 h=163.932mm25.蜗轮齿根圆弧半径：=82.475mm26.蜗杆螺纹包角之半：=27.蜗轮喉母圆半径：=25.88mm28.蜗轮外缘直径：由作图可得=164.95mm29.蜗杆分度圆导程角：=30.蜗杆平均导程角：31.分度圆压力角：=32.蜗杆外径处肩带宽度： 取3mm33.蜗杆螺纹两端连接处直径：=35mm34.蜗轮分度圆齿厚：数据带入公式得 5.508mm35.齿侧隙：查表4-2-6得36.蜗杆分度圆齿厚：=4.298437.蜗杆分度圆法向齿厚：=4.28538.蜗轮分度圆法向齿厚：=5.4939.蜗轮齿冠圆弧半径：=19.277540.蜗杆测量齿顶高： =2.203541.蜗杆测量齿顶高：=2.1853.6 环面蜗轮蜗杆校核计算环面蜗杆传动承载能力主要受蜗杆齿面胶合和蜗轮齿根剪切强度的限制。因而若许用传动功率确定中心距，则然后校核蜗轮齿根剪切强度。由于轴承变形增加了蜗杆轴向位移，使蜗轮承受的载荷集中在23个齿上。而且，由于蜗轮轮齿的变形，造成卸载，引起载荷沿齿高方向分布不均，使合力作用点向齿根方向偏移。 因而，蜗轮断齿主要由于齿根剪切强度不足造成的校核：其中 作用于蜗轮齿面上的及摩擦力影响的载荷; 蜗轮包容齿数 蜗杆与蜗轮啮合齿间载荷分配系数; 蜗轮齿根受剪面积;公式中各参数的计算1.的计算=作用在蜗轮轮齿上的圆周力， 蜗杆喉部螺旋升角 ，4.5 当量齿厚，滑动速度 =2.01m/s根据滑动速度查机械设计手册339得将数据带入公式得 =N 2.计算得 = 53.蜗轮齿根受剪面积 蜗轮齿根圆齿厚；由上可知 蜗轮端面周节； 蜗轮理论半包角； 蜗轮分度圆齿厚所对中心角。数据带入公式得 =7.03mm由上可得 对于锡青铜齿圈 取查手册取铸锡磷青铜，砂模铸造，抗拉强度=225MPa， 则 3.7 轴的结构设计 3.7.1 蜗杆轴的设计1.轴的材料选择由机械零件课程设计表61选用45号钢，调质。2.最小轴径的初步计算由机械零件课程设计表62，取105，根据公式其中 轴的转速 ，940r/min 轴传递的功率 , 1.47kw 计算截面处的轴的直径， mm将数据代入公式得 =12.2mm 输出轴的最小直径是按照联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径 与联轴器的孔径相适.3.7.2 蜗轮轴的设计1. 轴的材料选择由机械零件课程设计表61选用45号钢，调质=650 2.轴径的初步计算由机械零件课程设计表62，取A112，根据公式 ，其中 轴的转速 ，18.8r/min 轴传递的功率 , 0.97kw 计算截面处的轴的直径， mm将数据代入公式得mm 3.8 滚动轴承的选择及校核3.8.1蜗杆轴滚动轴承的选择及校核1轴承的径向载荷的计算 2派生轴向力的计算查手册得，圆锥滚子轴承30207型的=14o02，10， 查表d=35mm时，e=0.37，y=1.6；故 所以，轴承2受压则： 3求当量动载荷 所以，对于轴承1 x=1 ， y=0 对于轴承2 x=0.4 ， y=1.6 4校核轴承的寿命查手册得c=51.5KN =10/3 n=940r/min 故 此轴承的寿命满足要求 3.8.2 蜗轮轴上轴承的校核1求径向载荷 2计算派生轴向力查手册得，圆锥滚子轴承30212型的 ， y=1.5故 则：轴承2受压所以， 3求当量动载荷所以，对于轴承1：x=1 ，y=0 对于轴承2：x=1 ，y=0 4校核轴承的寿命查手册 c=97.8KN ，=10/3 ，n=18.8r/min 故此轴承寿命满足要求。第4章 螺纹联接设计螺栓联接强度计算的目的，主要是根据联接的结构形式、材料性质和载荷状态等条件，分析螺栓的受力和失效形式，然后按相应的计算准则计算螺纹小径d1，再按照标准选定螺纹公称直径d和螺距P等。螺栓其余部分尺寸及螺母、垫圈等，一般都可根据公称直径d直接从标准中选定，因为制定标准时，已经考虑了螺栓、螺母的各部分及垫圈的等强度和制造、装配等要求。螺旋传动由螺杆、螺母和机架组成，主要用于把回转运动变为直线运动，同时传递运动和动力。其应用广泛，如螺旋千斤顶、螺旋丝杠、螺旋压力机等。4.1 螺旋传动的类型与特点根据用途，螺旋传动可分为三种类型：（1）传力螺旋 以传递动力为主，要求用较小的力矩转动螺杆（或螺母）而使螺母（或螺杆）产生轴向运动和较大的轴向力，这个力可以用来完成起重和加压等工作，如螺旋千斤顶和螺旋压力机等。（2）传导螺旋 以传递运动为主，并要求有较高的运动精度，速度较高且能较长时间连续工作，如机床进的给螺旋机构。（3）调整螺旋 用于调整并固定零、部件之间的相互位置，如机床卡盘，压力机的调整螺旋。调整螺旋不经常转动。根据螺旋副的摩擦情况，可分为滑动螺旋、滚动螺旋和静压螺旋。滑动螺旋结构简单、加工方便、易于自锁，运转平稳无噪声，所以应用最广。它的缺点是工作时滑动摩擦阻力大，传动效率低（一般为30%40%），螺纹表面磨损快，传动精度低，低速时有爬行现象。滚动螺旋和静压螺旋的摩擦阻力小，传动效率高，但结构较复杂，制造困难，成本高，加工不方便，只有在高精度、高效率的机械中才宜采用。本节主要介绍滑动螺旋。4.2滑动螺旋传动的设计计算1. 选择螺杆、螺母的材料螺杆采用45#调制钢，由参考文献2表10.2查得抗拉强度，。螺母材料用铝黄铜。2. 耐磨性计算螺杆选用45# 钢，螺母选用铸造铝黄铜，由参考文献1表 5.8 查得p=1825MPa从表 5.8 的注释中可以查得，人力驱动时值可以加大20%，则p=21.630MPa取。按耐磨性条件设计螺纹中径，选用梯形螺纹，则 (1) 由参考文献1查得，对于整体式螺母系数=1.2 2.5取。则式中：轴向载荷，N；螺纹中径，mm；许用压强，MPa；查参考文献2表11.5取公称直径mm，螺距mm，中径mm，小径mm，内螺纹大径mm，。3. 螺杆强度校核螺杆危险截面的强度条件为 (2)式中：轴向载荷，N；螺纹小径，mm；螺纹副摩擦力矩，；螺杆材料的许用应力，。其中螺纹副摩擦力矩 (3)式中：轴向载荷，N；螺纹升角，；螺纹副当量摩擦角，度；螺纹中径，mm。查参考文献1表5.10得钢对青铜的当量摩擦因数，螺纹副当量摩擦角，取（由表5.10的注释知，大值用于启动时，人力驱动属于间歇式，故应取用大值）。把数据代入(3)式中，得把数据代入(2)式中，得由参考文献1表5.9可以查得螺杆材料的许用应力 （4）其中，则取。显然，螺杆满足强度条件。4. 螺母螺牙是我强度校核螺母螺纹牙根部的剪切强度条件为 （5）式中：轴向载荷，N；螺母螺纹大径，mm；螺纹旋合圈数，取；螺纹牙根部厚度，梯形螺纹；螺母材料的许用切应力。代入数据计算得查参考文献1表5.9螺母材料的许用切应力，显然。螺纹牙根部的弯曲强度条件为 （6）式中：轴向载荷，N；弯曲力臂，；螺母螺纹大径，mm；螺纹旋合圈数，取；螺纹牙根部厚度，mm；螺母材料的许用弯曲应力。数据代入式（6）得查参考文献1表5.9螺母材料的许用切应力。显然，即满足螺纹牙的强度条件。5. 自锁条件因螺纹升角，螺纹副当量摩擦角所以满足自锁条件。6. 螺母外径及凸缘设计由经验公式知，螺纹外径螺纹凸缘外径。第5章 机架的设计5.1 机架的基本尺寸的确定机架是支撑及其自动变速器所有附件的可移动机构。要保证拆装自动变速器方便、安全；重量要轻，便于移动；架子要有足够的空间安装。而且自动变速器每个总成之间要考虑它们之间的协调关系。考虑到这些方面的因素后要确定的一些自动变速器尺寸根据这些数据，大概确定架子的长高。这样架子的地面的结构就确定了。支撑自动变速器的部件是支撑板，支撑板固定在支承轴上，支承轴安装在机架上。为了使机架能够方便移动，须在架子上装轮子，因此在架子的4个侧面通过螺栓各连接两个轮子，使得架子和轮子连接牢固。靠近转盘这端安装有锁止装置，使得架子在任何位置都能停止固定。5.2 架子材料的选择确定架子的结构确定后，就需要准备材料，买材料时要考虑钢材的性能，同时也要考虑成本，再者还要考虑到其美观，通过到市场调查分析后，台架选用6060的方钢和5050的角钢组合制作。其规格如表一所示。受力比较小的底架就用50的角钢制作，其他的受力大的转架就用60的方钢制作。在转架与支撑板的固定处需要用轴连接。表一 钢材的尺寸规格60605050横截面图长度500567材料Q235Q2355.3 主要梁的强度校核自动变速器的质量为25（250N），考虑到一些外在压力，按照重量为600N进行校核。支承轴160，查机械工程材料 P105页表5-2得，Q235钢材的屈服强度 b =375460MPa，取 b=375 MP a解：和轴一样建立如图所示的坐标系。以轴心为x轴，垂直上平面的直线为y轴，一端点为圆点建立如图6.1所示的平面直角坐标系。因为：FRD =600N ，把RDE从D点移到E后的受力情况如图6.1所示。图6.1得到一个F和一个力矩M=FabLbe=6000.300NM=180 Nm计算轴的集惯性矩Ip和抗弯截面系数Wz，因为材料和轴的是一样的，所以 b=375 MP a , Ip=y2dA =10.16cm4; W= Ip/y max=6773.688410-6m3 所以 max= M max / W=180/（6773.6910-6）P a=0.26MP a也设安全系数：K=5故：K max=50.26MP a=1.5 MP a b=375 MP a因此：也可以做出结论转架在安全系数为5的情况下也是安全的。所以可以进行制作。解：以轴心为x轴，垂直上平面的直线为y轴，一端点为圆点建立如图2.2.1所示的平面直角坐标系。轴的受力分析。轴的轴心受力简图如图2.2.1-b所示。通过受力图可以明显看出轴的最大弯矩是在BE点之间。把F从C点移到B 后的受力情况如图2.2.1- b 所示。得到一个F和一个力矩M=FLbe=6000.3NM=180 Nm因为：Fba+Fde=2F=12
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