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1、 JIANGSU TEACHER UNIVERSITY OF TECHNOLOGY 机械设计课程设计说明书 设计题目： 用于带式运输机的减速器设计 学院名称： 机械工程学院 专 业： 机械电子工程 班 级： 08机电2班 姓 名： 学 号： 指导教师姓名： 2011 年 1 月 目 录一 课程设计任务书 2二 设计要求 2三 设计步骤 31. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 65. 设计V带和带轮 76. 齿轮的设计 97. 滚动轴承和传动轴的设计 148. 键联接设计 289. 箱体结构的设计 29
2、10.润滑密封设计 3111.联轴器设计 32四 设计小结 32五 参考资料 32一 课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1 V带传动2 运输带3一级圆柱齿轮减速器4联轴器5电动机6卷筒原始数据：数据编号（一）（二）（三）（四）运送带工作拉力F/N1200130015001800200021002200230025002600270029003100320033003500运输带工作速度v/(m/s)0.60.70.80.91.01.11.2卷筒直径D/mm160180200220240260280300320350 工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳，室内环境
3、有粉尘(运输带与卷筒及支承间，包含卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑)。运输带速度允许误差为5%。使用期限：10年，大修期3年生产批量：10台生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮动力来源：三相交流电源(380V,50Hz)二. 设计工作量1.装配图一张（A0号图）2.零件图2-3张(传动零件、轴或箱体)3.技术说明书一份约6000-8000字三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案本组设计数据：第三组数据：运送带工作拉力F/N 2300 。运输带工作速度v/(m/s) 0.8 。 卷筒直径D/mm 200 。1）外传动机构为V带传动。2）减速器为一级展开式直齿齿轮减速器。 3) 方
4、案简图如上图4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工
5、作机传送带间的总效率为 由机械设计课程设计指导书表1.可知： ： V带传动效率 0.96 ：滚动轴承效率 0.99（球轴承） ：齿轮传动效率 0.97 （7级精度一般齿轮传动） ：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器） ：卷筒传动效率 0.96所以电动机所需工作功率为 3）确定电动机转速按表1推荐的传动比合理范围，取V带的传动比,一级直齿齿轮减速器传动比，因此总的传动比而工作机卷筒轴的转速为 =所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有750、1000和1500三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500的电动机。根据电动机类
6、型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书选定电动机型号为Y100L2-4。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)Y100L2-4 3 1420 2.2 2.2电动机的主要安装尺寸和外形如下表：中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD100380 350 245160 1401228 608 73.计算传动装置的总传动比并分配传动比(1).总传动比为 (2).分配传动比 考虑润滑条件等因素，初定 4. 计算传动装置的运动和动力参数1).各轴的转速 I轴 II轴 卷筒轴 2).各轴的输入功率 I轴 II轴 卷筒
7、轴 3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 将上述计算结果汇总与下表，以备查用。 轴名功率P/kw转矩T/(Nm)转速n/(r/min)传动比效率I轴2.1214203.80.96II轴2.01507.144.90.96III轴1.9395.6910.98卷筒轴1.9195.695. 设计V带和带轮电动机输出功率 ，转速，带传动传动比i=3.8，每天工作8小时。1).确定计算功率由机械设计表8-7查得工作情况系数，故2).选择V带类型 根据，由机械设计图8-11可知，选用A型带3).确定带轮的基准直径并验算带速(1).初选小带轮基准直径 由机械设计表8-6和8
8、-8，选取小带轮基准直径，而，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。(2).验算带速因为，故带速合适。(3).计算大带轮的基准直径 根据机械设计表8-8，选取，则传动比，从动轮转速 4).确定V带的中心距和基准长度 (1).由式 得 ，取(2).计算带所需的基准长度 由机械设计表8-2选取V带基准长度(3).计算实际中心距 5).验算小带轮上的包角 6).计算带的根数 (1) 计算单根V带的额定功率由和，查机械设计表8-4a得根据，和A型带，查机械设计表8-4b得查机械设计表8-5得，查表8-2得，于是 (2)计算V带的根数 取2根。 7).计算单根V带的初拉力的最小值由机械设计表8-3得A型
9、带的单位长度质量，所以应使带的实际初拉力。 8).计算压轴力压轴力的最小值为 9).带轮的结构设计 小带轮采用实心式，大带轮为腹板式，由单根带宽为13mm，取带轮宽为48mm。6. 齿轮的设计1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。(3)材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。(4)选小齿轮齿数，则大齿轮齿数2) 初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则:
10、先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 1 确定公式内的各计算数值.试选载荷系数。.计算小齿轮传递的转矩 .由机械设计表10-7选取齿宽系数。.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。.由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。.计算应力循环次数.由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数；。.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1 2.计算. 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 .计算圆周速度。 .计算齿宽。.计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 .计算载荷系数 根据，7级精度，由
11、机械设计图10-8查得动载系数； 直齿轮，； 由机械设计表10-2查得使用系数； 由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，； 由，查机械设计图10-13得 故载荷系数 .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 .计算模数 (3).按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式 1.确定公式内的各计算数值.由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，有 .计算载荷系数； .查取齿形系数； 由机械设计表10-5查得；.查取应力校正系数；由机械设
12、计表10-5查得；.计算大、小齿轮的并加以比较； 大齿轮的数值较大。.设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.56并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数，取。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。(4).几个尺寸计算1.计算分度圆直径 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 取，。(5).结构设计及绘
13、制齿轮零件图 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图10-39荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。7. 滚动轴承和传动轴的设计(一).轴的设计.输出轴上的功率、转速和转矩 由上可知，.求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 而 .初步确定轴的最小直径 材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取，于是 ，由于键槽的影响，故 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直
14、径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1，取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度.轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取 2).初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选
15、用深沟球轴承。按照工作要求并根据，查手册选取深沟球轴承6011，其尺寸为，故；而。 3).取安装齿轮处的轴端-的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为50mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 4).轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。 5).取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，大齿轮轮毂
16、长度，则 至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角，圆角R1.6.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于6109型深沟球轴承，由手册中查得。因此。作为简支梁
17、的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表：载荷 水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩 ，扭矩.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得因此，故安全。.精确校核轴的疲劳强度 (1).判断危险截面截面A，,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最
18、小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 (2).截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩为 截面 上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面
19、上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1得，。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表3-2查取。因，经差值后可查得 ， 又由机械设计附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 ，故有效应力集中系数为 由机械设计附图3-2 的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 查手册得碳钢的特性系数 ，取 ，取于是，计算安全系数值，则 故可知其安全。 (3).截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩为 截面 上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由附表3-8用插
20、值法求出，并取，于是得 ，轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 故得综合系数为 所以轴在截面右侧的安全系数为 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。.绘制轴的工作图，如下：(二).齿轮轴的设计.输出轴上的功率、转速和转矩 由上可知，.求作用在齿轮上的力 因已知高速小齿轮的分度圆直径 而 .初步确定轴的最小直径 材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取，于是 ，由于键槽的影响，故 输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取，根据带轮结构和尺寸，取。.齿轮轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足带轮的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径；
21、 2).初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据，查手册选取深沟球轴承6006，其尺寸为，故；而。 3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端-的直径，。轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 4).轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。 5).取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，则 至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平
22、键连接。按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角。.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于6106型深沟球轴承，由手册中查得。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。载荷 水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩 ，扭矩.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常
23、只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得因此，故安全。(三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命 计算输入轴承 已知，两轴承的径向反力 (1).计算当量载荷、 由机械设计表13-6，取，则 (2).轴承寿命计算 由于，取，深沟球轴承，取， 查手册得6106型深沟球轴承的，则 故满足预期寿命。 . 计算输出轴承 已知，两轴承的径向反力 (1).计算当量载荷、 由机械设计表13-6，取，则 (2).轴承寿命计算 由于，取，深沟球轴承，取， 查手册得61
24、09型深沟球轴承的，则 故满足预期寿命。8. 键联接设计 .带轮与输入轴间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度：,， 查手册得，因为，故键符合强度要求。.输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度：,， 查手册得，因为，故键符合强度要求。.输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度：,， 查手册得，因为，故键符合强度要求9.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成
25、，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视
26、孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提
27、高定位精度.F 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M18地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M14机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M10M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M8定位销直径=（0.70.8）10，至外机壁距离查机械设计课程设计指导书表4.2242018，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42216外机壁至轴承座端面距离=+（812）48大齿轮顶圆与内机壁距离1.210齿轮端面与内
28、机壁距离11机座肋厚 轴承端盖外径+（55.5） 130 9610. 润滑密封设计对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。油的深度为H+，H=30 =34。所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。 11.联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击
29、，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算.见轴的设计。四 设计小结 这次关于带式运输机上的单级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们第一次真正的理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.1机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、CAD实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一体，使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。2这次的课程设计,对于培养我们理论联系实
30、际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。3在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。4本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢陈老师的指导和帮助.5设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实
31、践操作能力。五 参考资料 机械设计 高等教育出版社 主编 濮良贵 纪名刚 机械原理 高等教育出版社 主编 孙桓 陈作模 葛文杰 工程制图 中国林业出版社 主编 霍光青 刘洁 材料力学 高等教育出版社 主编 刘鸿文互换性与技术测量基础 高等教育出版社 主编 胡凤兰金属工艺学 高等教育出版社 主编 邓文英机械设计课程设计 北京航空航天出版社 主编 任嘉卉 李建平机械设计课程设计指导书高等教育出版社 主编 宋宝玉机械设计课程设计 高等教育出版社 主编 席伟光 杨光 李波机械设计基础课程设计 东北工学院出版社 主编 高泽远 王金机械设计手册 机械工业出版社 主编 王文斌机械传动设计手册 煤炭工业出版社
32、 主编 江耕华 胡来瑢ut2ApOdfXXc02GyBKsKCWw97MrqqWhoj5TL15Zt6jIPYytYCummtARp3v1N5luizi3xh3BhWYreKO8d9g7nmZQoWPJeTLDrw08gVS8DsDQQYGC3cE7moO2tLF0Jf1gK74IUXyBmtIVR97CkrfVqULT5fn2t6MpJR6rbzVPSortZvIj5NB5ndVvSr4iWr1TwLFKgLSPzuhRjQ3CmZU98eUOuijdLSZqPmvrw9zKupxf8WFUG9l2G9277g2rTipa1YpCZEuqxpKBhtVDCooQOzxUz3vJrZmOcij
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