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课程设计
第一章设计的任务和目的
一.任务
1.收集与查阅课程设计相关的技术资料,了解汽车各种悬架的组成、特点及其功用;
2.应用PROE软件设计画出悬架的三维图模型;
3.建立前悬架系统的有限元模型;
4.应用ANSYS软件,仿真计算,分析悬架各组成零件的强度。
二.目的要求
通过收集资料、查阅文献,在对该课题深入分析的基础上,综合运用所学的基础和专业理论知识,在指导老师的指导下,在认真分析和掌握汽车整车和悬架系统工作原理和基本性能基础上,以轿车麦弗逊悬架为研究对象,通过理论分析、建模和仿真计算等,获得合理的计算结果;通过这次课程设计使自己在各方面均得到一个很好的锻炼机会,掌握应用有限元方法进行汽车结构件强度计算分析和计算过程的前处理和后处理的基本方法,努力提高自己独立分析问题、解决问题和实际动手能力。
第二章悬架的功用
悬架,其名源于西方。
在英语里悬架系统对应的是单词――Suspension.顾名思义,它是将车轮通过弹簧连接在车体上,并与其它部件构成可动的机构。
悬架是车架(或承载式车身)与车桥(或车轮)之间弹性连接装置的总称。
1.传递它们之间一切的力(反力)及其力矩(包括反力矩)。
2.缓和,抑制由于不平路面所引起的振动和冲击,以保证汽车
良好的平顺性,操纵稳定性。
3.迅速衰减车身和车桥的振动。
悬架系统在汽车上所起到的这几个功用是紧密相连的。
要想迅速的衰减振动、冲击,乘坐舒服,就应该降低悬架刚度。
但这样,又会降低整车的操纵稳定性。
必须找到一个平衡点,即保证操纵稳定性的优良,又能具备较好的平顺性。
悬架结构形式和性能参数的选择合理与否,直接对汽车行驶平顺性、操纵稳定性和舒适性有很大的影响。
由此可见悬架系统在现代汽车上是重要的总成之一。
第三章悬架系统的组成
现代汽车,特别是乘用车的悬架,形式,种类,会因不同的公司和设计单位,而有不同形式。
但是,悬架系统主要由弹性元件、减振器和导向装置,部缓冲块、横向稳定器等几部分组成等。
它们分别起到缓冲、减振、力的传递、限位和控制车辆侧倾角度的作用,这样可以保证把路面作用于车轮上的垂直反力(支撑力)、纵向反力(驱动力和制动力)、和侧向反力以及这些反力所形成的力矩传递到车架(或承载式车身)上,使汽车能够正常行驶。
汽车悬架所用的弹性元件可分为钢板弹簧、气体弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧以及橡胶弹簧等形式,一般载货汽车的非独立悬架广泛采用钢板弹簧;大多数轿车的独立悬架多采用螺旋弹簧和扭杆弹簧,个别高级轿车以及重型载货汽车则使用空气弹簧。
螺旋弹簧只承受垂直载荷,缓和及抑制不平路面对车体的冲击,具有占用空间小,质量小,无需润滑的优点,但由于本身没有摩擦而没有减振作用。
减振器的作用是吸收钢板弹簧起落时车辆的振动,使其迅速恢复平稳的状态,以改善汽车行驶的平稳性。
减振器主要有双向作用筒式减振器、阻力可调式减振器、充气式减振器。
它是悬架机构中最精密和复杂的机械件。
导向机构用来传递车轮与车身间的力和力矩,同时保持车轮按一定运动轨迹相对车身跳动,通常导向机构由控制横摆臂式杆件组成。
种类有单杆式或多连杆式的。
钢板弹簧作为弹性元件时,可不另设导向机构,它本身兼起导向作用。
有些轿车和客车上,为防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜,在悬架系统中加设横向稳定杆,目的是提高横向刚度,使汽车具有不足转向特性,改善汽车的操纵稳定性和行驶平顺性。
现代汽车悬架的发展十分快,不断出现,崭新的悬架装置。
按控制形式不同分为被动式悬架和主动式悬架。
目前多数汽车上都采用被动悬架,也就是说汽车姿态(状态)只能被动地取决于路面及行驶状况和汽车的弹性元件,导向机构以及减振器这些机械零件。
20世纪80年代以来主动悬架开始在一部分汽车上应用,并且目前还在进一步研究和开发中。
主动悬架可以能动地控制垂直振动及其车身姿态,根据路面和行驶工况自动调整悬架刚度和阻尼。
第四章悬架的类型及其特点
汽车的悬架从大的方面来看,可以分为两类:
非独立悬架和独立悬架系统。
§4.1非独立悬架的类型及特点
图4-1
非独立悬架的结构特点是两侧车轮由一根整体式车架相连,车轮连同车桥一起通过弹性悬架悬挂在车架或车身的下面。
非独立悬架具有结构简单、成本低、强度高、保养容易、行车中前轮定位变化小的优点,但由于其舒适性及操纵稳定性都较差,在现代轿车中基本上不再使用,多用在货车和大客车上。
非独立悬架前部与车身或车架铰接,后端则通过吊耳或滑板连接在车身或车架之上。
减振器上端于车身或车架铰接,下端铰接与车桥。
图4-1是非独立悬架的示意图。
§4.1.1非独立悬架的分类
⒈钢板弹簧式非独立悬架
一般载货汽车均采用钢板弹簧作为弹性元件的非独立悬架。
在这种悬架中,钢板弹簧被用做非独立悬架的弹性元件,这种形式的悬架,钢板弹簧既有缓冲、减振的功能,又起传力和导向的作用,使得悬架的结构大为简化,技术成熟,结构简单,成本低廉。
广泛应用于货车的前、前悬架中,也常见于中低挡的乘用车辆的前悬架。
图4-2是日本日野K2汽车的前悬架示意图:
图4-2
它中部用U型螺栓将钢板弹簧固定在车桥上。
悬架前端为固定铰链,也叫死吊耳。
它由钢板弹簧销钉将钢板弹簧前端卷耳部与钢板弹簧前支架连接在一起,前端卷耳孔中为减少摩损装有衬套。
后端卷耳通过钢板弹簧吊耳销与后端吊耳与吊耳架相连,后端可以自由摆动,形成活动吊耳。
当车架受到冲击弹簧变形时两卷耳之间的距离有变化的可能。
为了提高汽车的平顺性,有些轻型货车采用主簧下加装副簧,实现渐变刚度钢板弹簧。
如南京汽车工业公司引进的依维柯前悬架。
其主簧由厚度为9mm的4片(或3片)和副簧厚度为15mm的2片(或3片)组成几种车型渐变刚度钢板弹簧。
2.螺旋弹簧非独立悬架
螺旋弹簧非独立悬架是一种复合式悬架,螺旋弹簧非独立悬架一般只用作轿车的前悬架,装有该类前悬架的轿车,其后桥的结构形式对前悬架的刚度特性有重要影响。
因为螺旋弹簧作为弹性元件,只能承受垂直载荷,所以其悬架系统要加设导向机构和减振器。
在使用螺旋弹簧非独立悬架的车上,左右两个螺旋弹簧的间距应尽可能大,以提高悬架的横向刚度,同时在非独立悬架中需要安装减振器,而减振器内安装缓冲块,当车辆上下跳动时,可减少车身冲击使车身振动衰减。
图4-3是一汽红旗CA7220轿车的前悬架示意图:
图4-3
⒊空气弹簧非独立悬架
空气弹簧只承受垂直载荷,因而必加设减振器,其纵向力和横向力及其力矩由悬架中的纵向推力杆和横向推力杆来传递。
对于轿车要求在好路上降低车身高度,提高车速行驶;在坏路上提高车身,可以增大通过能力。
因而要求车身高度随使用要求可以调节。
空气弹簧非独立悬架可以满足要求。
采用空气弹簧悬架时,可以通过车身高度控制阀来改变空气弹簧内的空气压力,从而自动调节车身高度,以保证车身高度不因载荷变化而变化。
图4-4为空气弹簧非独立悬架示意图:
图4-4
1-压气机2、7-空气滤清器3-车身高度控制阀4-控制杆
5-空气弹簧6-储气罐8-贮气罐9-压力调节器10-油水分离器
4.油气弹簧非独立悬架
采用油气弹簧的非独立悬架具有变刚度特性,特别适合应用在其道路条件和运载条件都很恶劣的工地和矿山上的大型自卸汽车上。
图4-5为上海SH3540自卸汽车的油气弹簧非独立悬架示意图:
图4-5
§4.1.2非独立悬架的总体特点
优点:
1.结构简单、成本低廉,易于维护,对汽车厂家比较有利,
2.承载能力强,钢板弹簧做弹性元件的非独立悬架,可承载达几十吨的负荷。
中、重载车辆常常采用非独立悬架。
缺点:
1.由于是用一根杆件直接刚性地连接在两侧车轮上,一侧车轮受到的冲击、振动必然要影响另一侧车轮。
操纵稳定性、平顺性不理想。
.
2.由于左右两侧车轮的互相影响,容易影响车身的稳定性,在转向的时,侧倾较大,容易侧翻。
§4.2独立悬架的类型及特点
图4-6
独立悬架的车轴分成两段(如图4-6),每只车轮用螺旋弹簧独立地,弹性地连接安装在车架(或车身)下面,当一侧车轮受冲击,其运动不直接影响到另一侧车轮,独立悬架所采用的车桥是断开式的。
§4.2.1独立悬架的分类
现在,前悬架基本上都采用独立悬架系统,独立悬架按车轮的运动形式可分为横臂式独立悬架(车轮在汽车横向平面内摆动的悬架)、纵臂式独立悬架(车轮在汽车纵向平面内摆动的悬架)、烛式和麦弗逊式悬架(车轮沿主校移动的悬架)三种类型。
1.横臂式独立悬架
横臂式独立悬架分为单横臂式独立悬架和双横臂式独立悬架两种。
(1)单横臂式独立悬架
单横臂式独立悬架的特点是当悬架变形时,车轮平面将产生倾斜而改变两侧车轮与路面接触点间的距离——轮距,致使轮胎相对于地面侧向滑移,破坏轮胎和地面的附着。
此外,这种悬架用于转向轮时,会使主销内倾角和车轮外倾角发生较大的变化,对于转向操纵有一定影响,故目前在前悬架中很少采用。
图4-7是德国戴姆勒-奔驰轿车采用的单横臂式独立悬架示意图:
图4-7
(2)双横臂式独立悬架
工作原理:
由上短下长两根横臂连接车轮与车身,通过选择比例合适的长度,可使车轮和主销的角度及轮距变化不大。
图4-8是双横臂式独立悬架示意图:
。
图4-8双横臂式独立前悬架
这种独立悬架被广泛应用在轿车前轮上。
双横臂的臂有做成A字形或V字形,V形臂的上下2个V形横摆臂以一定的距离,分别安装在车轮上,另一端安装在车架上。
优点:
结构比较复杂,但经久耐用,同时减振器的负荷小,寿命长。
可以承载较大负荷,多用于轻型﹑小型货车的前桥。
缺点:
因为有两个横摆臂,所以占用的空间比较大。
所以,乘用车的前悬架一般不用此种结构形式。
2.纵臂式独立悬架
纵臂式独立悬架有单纵臂式独立悬架和双纵臂式独立悬架两种类型。
(1)单纵臂式独立悬架
图4-9单纵臂式独立悬架示意图
单纵臂式独立悬架的工作原理为,当车轮上下跳动时,纵臂以套筒和扭杆的轴线为中心摆动,是扭杆弹簧产生扭转变形以缓和不平路面产生的冲击。
同时在车轮上下运动时,主销后倾角会产生很大变化,一般不用在前悬架中。
(2)双纵臂式独立悬架
双纵臂式独立悬架的两个纵臂长度一般做成相等,形成平行四连杆机构。
这样可使车轮上下运动时主销后倾角不变,因而这种型式的悬架适用于转向轮。
图4-10
⒉车轮沿主销移动的悬架
车轮沿主销移动的悬架包括两种型式:
一种是车轮沿固定不动的主销轴线移动的烛式独立悬架;另一种是车轮沿摆动的主销轴线移动的麦弗逊式独立悬架。
(1)烛式独立悬架
烛式独立悬架的结构特点是车轮沿着刚性地固定在车架上的主销轴线上下移动。
烛式悬架的优点是:
当悬架变形时,主销的定位角不会发生变化,仅是轮距、轴距稍有变化,因此特别有利于汽车的转向操纵稳定和行驶稳定。
但烛式独立悬架有一个大缺点:
就是汽车行驶时的侧向力会全部由套在主销套筒的主销承受,致使套筒与主销间的摩擦阻力加大,磨损也较严重。
因此烛式悬架现已应用不多。
图4-11烛式独立悬架示意图
(2)麦弗逊式独立悬架
工作原理:
这种悬架目前在轿车中采用很多。
这种悬架将减振器作为引导车轮跳动的滑柱,螺旋弹簧与其装于一体。
将双横臂上臂去掉并以橡胶做支承,允许滑柱上端作少许角位移。
内侧空间大,有利于发动机布置,并降低车子的重心。
车轮上下运动时,主销轴线的角度会有变化,这是因为减振器下端支点随横横摆臂摆动。
图4-12麦弗逊式独立前悬架
麦弗逊独立悬架的特点:
优点:
技术成熟,结构紧凑,响应速度快,占用空间少,便于装车及整车布局,多用于中低档乘用车的前桥。
缺点:
由于结构过于简单,刚度小,稳定性较差,转弯侧倾明显,必须加装横向稳定器,加强刚度。
§4.2.2独立悬架的总体特点
优点:
1.悬架弹性元件的变形在一定范围内,两侧车轮可以单独运动而互不影响,这样可以减少车架和车身在不平道路上行驶时的振动,而且有助于消除转向轮不断偏摆的现象;
2.减轻了汽车上非弹簧承载部分的质量(非簧载质量),从而减少了悬架所受到的冲击载荷,可以提高汽车的平均行驶速度;
3.由于采用断开式车桥,发动机位置可以降低和前移并是汽车重心下降,有利于提高汽车行驶的稳定性,同时能给予车轮较大的上下运动空间,悬架刚度可设计得较小,使车身振动频率降低,以改善行驶平顺性;
4.可保证汽车在不平道路上行驶时,车轮与路面有良好的接触,增大了驱动力;
5.具有特殊要求的越野车采用独立悬架后,可增大汽车的离地间隙,提高了汽车的通过性能。
缺点:
1.由于在转向时由于受离心力的作用内侧车轮要比外侧车轮受到的力大得多,极端情况下,是危险区域
2.某些特殊情况下(如转速过快、侧向风较大、路况较差等),侧倾较大,乘员感到不适。
第五章前悬架各部件有限元模型分析处理
5.1前悬架模型的建立
由于ANSYS分析软件建模功能较弱,所以本文采用在PROE软件中已经建立好的模型,然后通过PROE输出接口,将PROE模型转化成PARASOLID的(*.x_t)格式文件,再利用ANSYS软件中的PARASOLID接口将其导入。
例如横摆臂形状复杂且为扳金焊接件,如直接以实体状态导入ANSYS,在模型划分时,形成过多的网格及节点,造成运算困难。
考虑到微机运算速度及时间,在建立横摆臂的有限元模型时,采用了一定的简化处理,根据其成形特征,建立横摆臂的面模型,再导入ANSYS。
对较小的圆角及弹簧安装部位做了一定的简化,实践证明这种简化不影响分析的准确性。
本文对横摆臂主要应用SOLID实体模型单元进行分析,在网格划分过程中采用人工划分与机器自动划分相结合的方法,在圆角过度处采用手工设置单元大小。
尽量避免出现单元尖角过小,违反单元形状规则的情况。
网格划分采用软件自动划分与人工划分相结合的方法,因为有限元几何模型是由各网格域来表述的,因此网格域的生成与正确连接是有限元的分析中一项重要的工作也是难点所在。
5.2有限元软件的分析操作过程
1.定义单元类型
MainMenu-Preprocessor-ElementType-Add/Edit/Delete
2.定义实常数
MainMenu-Preprocessor-RealConstant-Add/Edit/Delete
3.定义材料属性
MainMenu-Preprocessor-MaterialProp-MaterialModels
4.网格划分
MainMenu-Preprocessor-Meshing-MeshTool
5.施加约束
MainMenu-Solusion-DefineLoads-Aplly-Structural-Displacement-OnNodes
6.施加集中力
MainMenu-Solusion-DefineLoads-Aplly-Structural-Force
7.运算分析解
MainMenu-Solusion-Solve-CurrentLS
8.结果显示
MainMenu-GeneralPostproc-PlotResults-NodalSolu(DOFSolusion,Stress)
9.动画结果显示
UtilityMenu-Plotctrls-Animate-DeformedResults
5.3前悬架各部件模型的建立和分析
5.3.1实体单元solid45的介绍
有限元分析时选用solid45实体单元,solid45单元用于构造三维固体结构.单元通过8个节点来定义,每个节点有3个沿着xyz方向平移的自由度.单元具有塑性、蠕变、膨胀、应力强化、大变形和大应变能力.类似的单元有适用于各向异性材料的solid64单元。
Solid45单元的更高阶单元是solid95。
输入数据:
单元由8个节点和各向同性的材料参数来定义.各向同性材料方向对应于单元坐标系方向.单元载荷包括节点载荷和单元载荷.
solid45单元输入数据:
KEYPOINT
(1)0——包括附加的位移形函数
1——不包括附加的位移形函数
KEYPOINT
(2)0——依据KEYPIONT
(1)带,或者不带附加的位移形函数,执行完全积分
1——带砂漏控制的均匀缩减积分,不带附加的位移形函数(KEYPOINT
(1)自动设置为1)
KEYPOINT(4)0——单元坐标系平行于整体坐标系
1——单元坐标系沿单元I-J一侧
KEYPOINT(5)0——基本单元解
1——在所有积分点上重复基本解
2——节点应力解
KEYPOINT(6)0——基本单元解
1——附带表面I-J-N-M的表面解
2——表面I-J-N-M和表面K-L-P-O的表面解
3——附带每个积分点的非线性解
KEYPOINT(9)0——没有提供初始应力的用户子程序(默认情况)
1——从用户子程序中读入初始应力数据
体积等于0的单元是不允许的.同时,单元也不允许扭曲,以至于形成两个体.所有单元必须具有8个节点.通过将K和L重合,O和P节点重合,可以定义出棱形单元,四面体单元当然也可以作出的,这些退化单元的形函数自然会退化.
5.3.2横摆臂的有限元模型的建立和分析处理
横摆臂一边10连接车架一边9连接转向节,约束车轮侧向运动,由于横摆臂是壳体和实体的综合体,这样他们连接部分肯定有焊点,焊点的网格划分很麻烦复杂,因此我们完全按照实体处理,运算时横摆臂单元类型选择SOLID45,材料属性的杨氏模量E在2.0e5~2.2e5范围,选取E=2.1e5,泊松比v在0.25~0.33范围,选取v=0.3。
图5.2是横摆臂的网格划分效果图。
图5.2横摆臂网格划分图
加载的过程中有个问题需要说明一下,就是材料受力给定参数是一个集中力,如何将符合实际的力加到受力孔上,这是一个很复杂的设置过程,为此我们考虑化处理,将力均布的加到受力面网格节点单元上,然后用集中力除以节点数就是均布力值(如图5.3),虽然与实际情况有些不同,但结果相差不大。
图5.3节点均布力加载图
其中横摆臂在各工况下的受力情况如表5.1,F(x)和F(z)方向的力很小只有十几牛我们忽略不计,约束孔10能xy平面内转动,但我们分析后知道主要y方向受力,为了便于分析我们约束孔10全约束。
表5.1横摆臂各工况受力情况
摆臂
F(x)(N)
F(y)(N)
F(z)(N)
10
约束
约束
约束
2.5g垂直工况9受力
0
-1500.3
0
1g转向工况9受力
0
3504.8
0
1g制动工况9受力
0
158.6
0
横摆臂在各工况下的应力和形变分析结果如下:
如图5.4,2.5g垂直工况变形云图可以看到,受力孔9处结构对称,因此变形也基本对称,横摆臂最大变形MX在转向节连接孔9处红色区域,最大变形量0.71143mm,变形最小MN处在约束孔10蓝色区域处,形变渐近变化。
图5.42.5g垂直工况下横摆臂总形变分析结果图
如图5.5,2.5g垂直工况下横摆臂应力云图可以得到,应力值最大处在约束孔10前的两侧肋板处的红色区域,为91.791MPa,而且应力分布不是很均匀,鉴于安全考虑应加强此处的厚度和材料的的强度。
图5.52.5g垂直工况下横摆臂应力云图
如图5.6,1g转向工况横摆臂变形转向节连接孔9处红色区域变形最大1.644mm,相对于其他工况该处变形较大,约束孔附近蓝色区域变形最小。
且孔9处由于结构对称,变形也对称。
符合实际情况
图5.61g转向工况下横摆臂变形图
如图5.7,1g转向工况应力在约束孔附近肋板下侧红色区域比较大213.75MPa,相对于其他工况应力值最大,这和实际受力最大分析结果应力也应该最大相一致。
图5.71g转向工况下横摆臂应力云图
如图5.8,1g制动工况下横摆臂形变较小,最大值只有0.212012mm,与实际情况向符,与其他工况一样,在转向节连接孔处红色区域,最大形变向约束孔处渐近过渡变化。
图5.81g制动工况下横摆臂总形变分析结果图
如图5.9,1g制动工况下横摆臂应力也在约束孔肋板处红色区域最大值相对较小,只有27.963MPa,且应力分布很不均匀。
图5.91g制动工况下横摆臂应力云图
横摆臂各工况下变形量和应力值结果如下表:
表5.2横摆臂有限元分析结果
工况
最大变形量(mm)
最大应力值(MPa)
2.5g垂直工况
0.711434
81.618
1g转向工况
1.644
213.75
1g制动工况
0.215012
27.963
根据上述分析结果各工况下的最大变形点和最大受力点大概在同一位置,且受力变形基本对称,最大变形车架连孔处1.644mm,最大应力为约束孔肋板处213.75MPa。
横摆臂采用机动车热轧钢板和钢带,许用抗拉强度540~685MPa,因此基本符合设计要求。
当然也可以适当加强这两处的厚度防止疲劳断裂。
5.3.3悬架转向节有限元模型的建立和分析处理
转向节是悬架所有力和扭矩的集合处,它与横摆臂、推杆、减震器、车轮相连,形状复杂,受力情况也很复杂,图5.10是PROE软件中的效果图,由于车轮轴处存在螺纹,为了网格划分更容易,尽量避免出现单元尖角过小,违反单元形状规则的情况,我们把螺纹简化处理,在PROE中在螺纹表面生成柱面与螺纹进行布尔相加,
使螺纹表面光滑,这样网格划分就容易得多了。
转向节的国产牌号为QT500-7,材料球墨铸铁,抗拉强度500MPa,屈服强度320MPa,延伸率7%。
杨氏模量E选取1.6e5,泊松比v=0.3。
单元类型选择SOLID45,表5.3是转向节在各工况下的受力情况,其中一些很小的力和力矩我们忽略不计。
表5.3转向节各工况受力情况
工况
位置
F(x)
F(y)
F(z)
M(x)
M(y)
M(z)
约束表面
7
约束
约束
约束
-
-
-
2.5g垂直
6
0
-5526.3
-9375
0
0
0
8
0
4026.3
0
0
0
0
9
0
1500.3
0
0
0
0
10
0
0
0
0
0
0
1g转向
6
0
1526.4
-6464.5
0
0
0
8
0
-1718.5
0
0
0
0
9
0
-3504.8
0
0
0
0
10
0
0
0
0
0
0
1g制动
6
0
0
-1949.8
0
0
0
8
0
约束0
0
0
0
0
9
0
约束0
0
0
0
0
10
-1949.8
0
0
0
0
0
划分网格是建立有限元模型的一个重要环节,由于转向节的形状不规则且受力情况复杂,它要求考虑的问题较多,需要的工作量较大,所划分的网格形式对计算精度和计算规模将产生直接影响。
在决定网格数量时应考虑分析数据的类型。
图5.11转向节的网格划分效果图
在静力分析时,由于有限元模型需要计算应力,在精度要求相同的情况下取了相对较多的网格。
各圆孔附近又存在应力集中,因此采用了比较密的网格。
如图5.11转向节ANSYS网格划分后效果图。
转向节在各工况下的形变和应力分析结果如下:
如图5.12,转向节2.5g路面凹凸的不平的垂直工况下变形,主要在前横摆臂连接孔处8处,因为y方向受力,且与约束轴7不在同一直线上,所以变形不对称,受力侧变形最大,沿臂变形依次减小,变形最大值MX为0.494833mm。
图5.12前悬架转向节2.
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