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毕业设计搞
1.绪论
1.1.1数控机床的发展趋势及国内发展现状
从220世纪中叶数控技术出现以来,数控机床给机械制造业带来了革命性的变化,数控加工具有如下特点:
加工柔性好、加工精度高、生产率高、减轻操作者劳动强度、改善劳动条件、有利于生产管理的现代化以及经济效益的提高,数控机床是一种高度一体化的产品。
是用于加工多种品种小批量零件、结构较复杂、精度要求高的零件。
需要频繁改性的零件,价格昂贵不允许报废的关键零件。
需要缩短生产周期的急需零件以及要求%检验的零件。
数控机床的特点及其适用范围使其成为国民经济和国防建设发展的重要装备。
进入21世纪,我国经济与国际全面接轨,进入了一个蓬勃发展的新时期。
机械制造业既面临着机械制造业需求水平提升而引发的制造装备发展的良机,也遭遇到加入世界贸易组织后激烈的国际市场竞争力的压力。
加速推进数控机床的发展是解决机床制造业持续发展的一个关键。
主要分析了数控机床的高速化、高精度化、复合化、智能化、开放化、网络化、多轴化、绿色化等发展趋势,并提出了我国数控机床发展中存在的一些问题。
1.1.2多用途高精密一体机床的用途
为了使基于多用途数控高精密加工一体机的设计,就是在一台机床上实现或尽可能完成从毛坯至成品的多种重要因素加工。
既可以从车削又可以磨削的复合加工。
随着现代加工技术的不断发展,加工精度的不断提高,特别是现在进入到纳米级的精密加工时代。
传统的加工手段和设备来填补加工空白。
但是作为一种高精密加工手段,不同的工件加工要求必须对应的相应的加工设备。
这使的加工过程中要不断变换加工手段和设备,会产生加工时效过长、加工误差大、加工精密度很难保证的很多加工难题,而高精密加工一体机所以综合诸多高精加工设备的特点,加工中只要适当改变部分结构、适当调整就可以适应更多的加工要求,具有及其优势的应用和功能。
1.1.3高精度多用途一体机的发展
采用这种高精度多用途一体机,减少了工件装卸,提高了零件加工精度缩短了产品的制造周期,提高了生产效率和制造商的市场反应能力,相对于传统的工序分散的生产方法,具有明显的优势。
机床它是用于完成各种切削加工的机械部分,做了很大改进和提高,由于大多数数控机床采用了高性能的主轴和伺服传动系统,因此数控机床的机械传动结构得到了简化。
(2)为了适应数控机床连续地自动化加工,数控机床结构具有较高的动态刚度,阻尼精度及耐磨性、热变形小。
2.机械部分改造设计
<1>设计方案确定
利用数控装置对纵横进给系统进行开环控制,以步进由机为驱动元件。
传统系统采用滚珠丝杠副,刀架采用环刀架,也是可转位刀架,也可以组成一个经济型数控机床。
实现微机控制下的自动加工,设计的高精密多用途一体机可以实现车削,也可以实现磨削。
主电机依然是带动工件旋转,而刀架的进给运动则是由步进电机直接带动纵横丝杠来实现。
<.2>三爪的刀架只转动一个位,传动900在转2700实现车削、磨削内孔与外圆,按规定的方向、速度和位移量。
完成刀架纵横两个方向的进给。
通过减速机构和升降机构,将上刀体上升至一定位置。
带动刀体旋转到所选刀位,然后定位,完成换到动作。
<.3>刀具的设计
因为主要为车削的磨削,所以刀具的设计主要以车床刀具和磨床刀具为主,车床刀具参照CK6140刀具。
而磨床刀具主要以衔磨和研磨刀具为主,其使用制造方便,故采用这一系列刀具,磨床一般加工精度高,而且换刀方便,主要是加工高质量,高工艺性的零件。
一、刀架的设计<刀架的阐述>
刀架是数控机床的重要组成部分,刀具夹持元件的结构特性及它与主轴的联接方式,将直接影响机床的加工性能,刀架结构形式及刀架的转位装置的工作方式,则会影响机床的加工效率,而刀架结构的复杂性,又会对整机的成本造价产生直接的影响。
从换刀系统发展的历史来看,1965年在日本富士通研究成功数控转塔式冲床,1958年美国KAT公司研制出带ATC<自动刀具交换装置>的加工中心1967年出现了FMS<柔性制造系统>,1978年以后,加工中心迅速发展,步入了机床发展的黄金时代,1983年国际标准化组织制定了数控刀具锥柄的国际标准,自动换刀系统便形成了统一的结构模式。
刀架作为数控车床的重要配置,在机床运作过程中起着至关重要的作用,一旦出现故障很可能造成工件报废,刀具的打刀,甚至造成卡盘与刀架碰撞的事故,它是车床的支撑部件之一,其中起支撑,刀具装夹作用,同时它也是进给系统的一部分。
最重要的是在工作加工过程中提供切削力,定位精度。
对于回转刀架,在结构上必须具有良好的强度和风度,以承受粗加工时的切削抗力,由于磨削在很大程度上取决于刀尖位置,对于数控机床来说,加工过程中刀具位置不进行人工调整,因此更有必要选择可靠的定位方案和合理的定位机构,以保证回转刀架在再次转为之后,具有尽可能高的定位精度。
一、总体方案的设计
主要设计多用途高精加工一体机的结构,用来各种车削和磨削技工对于设计要求,我们采用三不夹持刀具,而转位的那部分采用CA6140四方刀架的回转刀架,而三不刀架的设计意图:
因为三不不仅可以装夹圆形刀具,圆柱形,还可以夹持其它磨削的刀具,衔头、等刀具,可以进行多用途的加工,并且结构简单,快速装夹具、精密定心、使用方便、制造容易、经长期证明,效果良好,而且三不的可靠性高,属于经济型数控机床的通用夹具,因为在当前的加工中,刀具的直径都比较小,根据刀具的硬度,夹持长度来确定切削力,三不夹具在定位与夹紧后面都精度很高,并且对刀具不会造成损坏,形面螺纹配合间隙不会过于增大。
三不卡盘由液压控制,实现高精度的自定心夹紧。
二、刀架电动机的确定
一概述LDB4系列电动刀架是继LD4系列刀架之后的又一新产品其特点采用由销盘,内端齿,外端齿盘组合成的三端齿定位机构,该机构视线里上刀体转位的无需抬起,从而排除了冷却液及切削对于刀架转位时侵扰,彻底可靠地解决了刀架的密封问题。
三端机构是目前国外流行的机构,由于有较大的工艺难度,而未能够普遍推广,目前在国内的常州市新野机床数控设备公司集中技术优势,几经探索和攻坚获得成功,并已在立卧式刀架上成功应用,LDB4系列刀架就是该类型的刀架,相信它的应用给数控车床锦上添花。
三、各个部分结构的设计
1、减速传动机构的设计
普通的三相异步电动机因转速太快,不能直接驱动刀架进行换刀,必须经过适当的减速,根据立式转动刀架的结构特点采用蜗杆副减减速时最佳选择,蜗杆副转动可以改变运动的方向,获得较大的传动比,保证传动精度和平稳性,并且有较强的自锁功能,还可以实现整个装置的小型化。
2、上刀体锁紧与精确定位结构设计
由于刀具装在三不上而三不直接安装在刀架上,所以刀体承受全部的切削力,其锁紧与定位的精度直接影响工件的加工精度,本设计上刀体的锁紧与定位机构选用端面齿盘,当刀架处于锁紧状态时,刀体转到对应的刀位时,磁钢和发讯盘的霍尔元件相对应,发出到位信号,夹紧轮往下压紧至内外齿圈锁紧延的结束,指令下一道程系。
3刀架抬起结构设计
要想三尺圈<内齿圈、外齿圈、和夹紧齿圈>都松开,蜗轮丝杠内孔与中心轴外圆是滑动配合,在转为时,中心轴固定不动,蜗轮丝杠环绕中心轴旋转,当蜗轮开始转位时,由于刀架底座和刀架体的端面齿处在啮合,且蜗轮丝杠轴向固定,这时刀架体抬起。
4、刀架转位的结构设计
当刀架抬至一定距离后,端面齿脱开,转位套用销钉和螺轮位杠连接:
随蜗轮丝杠一起转动,当端面齿完全脱开,转位套正好转过一定的角度,球头销在弹簧力的作用下进入到转位套的槽中,带动刀架体转位。
传动结构见装配图。
5、三不由另一部分控制,而三不的一部分必须与上刀体进行焊接,因为无论用弹性盘或是粘板,其厚度都比较小,不能有太大的锁紧力,防止发生弯曲变形,所以采用焊接,而在转位过程中,上刀架则带动三不和粘板的那部分仪器转位。
而三不的松与紧是根据三不的夹紧力以及粘板连接,使活塞杆与楔块连接,使活塞杆左右移动,从而带动楔形块在粘板的左右移动<其原理图见后页>,使三不的加紧精度更高。
第26页内容
三不加紧力的计算
夹紧力的大小,采用三不加紧时不得破坏刀具的准确定位,刀具在加紧后的变形和受压表面的损伤不能超过允许的范围。
夹紧力直接影响刀具安装的可靠性。
加紧变形定位准确性和加工精度,实际加工过程中影响加紧力的因素很多。
计算也非常严格意义上说,夹紧力是一个粗略的估算值。
机械加工时道具受到切削力、惯性力、刀具重等作用。
为了保证夹紧力的可靠,加紧力必须与述的各力保持相平衡。
但在不同的情况下,各种力的方向大小都不相同。
因此不能用通式来描述夹紧力与各力之间的关系,力简化计算一般只考虑到主要外力的影响。
电动三爪卡盘夹紧力的计算
动态夹紧力
f:
卡盘与刀具之间的摩系D:
刀具的直径
静态夹紧力
Mj=Md.iH.nMd=7126x1.36
=835x40x80%N:
电机功率
=26720Nn:
电机转速
W=
η:
传动机构总效率
=5937
根据进一步的估算四方刀架的加紧力为1.27=7637N。
三爪卡盘的夹紧力应比四方刀架的夹紧力要小。
其计算准确。
三爪夹具松动与家近的结构原理图及设计
这是一种由液压控制的机械加压的三爪夹具,将三爪与垫块连接在一起,装在一个本体的槽中,垫块两端由弹簧箍箍紧。
是三爪有内缩的趋向,三爪的松动与夹紧主要有液压带动楔块来调整。
当液压缸的无杆腔进油时则活塞向右运动,楔块向右运动,三爪则夹紧,一起沿外径缩进通径则减少。
三爪设计计算公式如下、根据车窗、磨床刀具直径工艺卡可得估可夹持的直径d=30mm
则粘板的弹性直径为D=<1.33-3>d=40-90H1=20-45
卡不得斜角a=00-450H2=10-22.5
弹性盘有效变形半径
r1=14-39
r2=20-45
粘板厚度
<弹性盘厚度>h=<0.05-0.08>r1h=1-3.6
卡不位置半径r2=<0.4-0.6>r1r2=8-27
每个卡不所需的径向夹紧力为1979N,根据前式所得
轴向切削力为1404N,其满足切削及夹紧要求。
C=13.35
卡不需张量:
卡不需张量:
2C=26
则C=13.35
卡不实际所需张量2S=2C+△+S=27
△:
放入刀具时所需间隙取0.03-0.05mm2S=27
S:
工件夹持表面直径公差S=13.5
卡不厚度
d-2c=30-26.7=3.33.3—56.7都属于刀
刀具的夹持范围具的夹持
d+2c=30+26.7=56.7
楔形快的时设计
因为卡不的需张量为2C=26.7C=13.35所以楔快
的锥度比定为1:
2,长度为40.
画图
一、液压缸的设计与计算
1、液压缸的结构设计
2、液压缸的主要尺寸设计
3、缸筒内径和活塞杆直径d
4、缸筒长度L
二、强度、刚度验算
·缸筒壁厚
·缸盖固定螺栓直径d
·活塞杆的稳定性
1>掌握原始资料和设计依据
主要包括:
主机的用途和工作条件:
工作机构的结构特点,负载状况,行程大小和动作要求:
液压系统所选定的工作压力和流量;材料,配件和加工工艺的现实状况;有关的国家标准和技术规范等。
2>根据主机的动作要求选择液压缸的类型和结构形式。
3>根据液压缸所承受的外部载荷作用力,如重力,外部机构运动摩擦力,惯性力和工作载荷,确定液压缸在行程各阶段负载的变化规律以及必须提供的动力数值。
4>根据液压缸的工作负载和选定油液工作压力,确定活塞及活塞杆的直径。
5>根据液压缸的运动速度,活塞和活塞杆直径,确定液压泵的流量。
6>选择缸筒材料、计算直径。
7>选择缸盖的结构形式,计算缸盖与缸筒的连接强度。
8>根据工作行程的要求,确定液压缸的最大工作长度L>=d
一活塞杆直径,由于活塞杆细长,应进行纵向弯曲强度校核和液压缸的稳定性计算。
液压缸工作压力和活塞杆直径
液压缸工作压力p1mpa
<=5
5-7
>7
推荐活塞杆直径
<0.5-0.55>D
<0.6-0.7>1>
0.7D
液压缸与负载的关系
负载F1KN
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
工作压力P1MPa
<0.8~1
1.5-2
1.5-2
3~4
4~6
7~10
假设活塞杆直径为14
d=10
所以d=4活塞杆直径
d=<0.2-0.3>Dd=<0.2-0.3>*Dd=6
4-6=0.2D-0.3D→D=50缸筒内径
D=20D=20
液压缸筒长度的最大工作行程和结构确定
通常:
L=活塞最大行程+活塞长度B+活塞杆导向长度1
+活塞杆密封长度I2+其他长度
其中,活塞杆导向长度B=<0.6-1>D=12-20→D=50
活塞杆导向长度l1=<0.6-1.5>d=2.4-6→6-15
推杆的行程范围<0.22-0.35>D=11-17.5
主传动部件的设计计算
4.1蜗杆副的设计计算
自动回转的动力源时三相异步电动机,其中蜗杆与电动机直接相连刀架转位时蜗轮与上刀体直接连接,已知电动机的额定功率P1=90W,额定转速为n=1400r/min,上刀体设计转速为n2=35r/min.则蜗杆副的传动比i=n1/n2=
刀架从转位刀架锁紧时,需要蜗杆反向工作载荷不均匀,启动时冲击较大,今要求蜗杆副的使用寿命ln=15000h.
蜗杆的选型:
GBIT10085-1983推荐采用渐开线蜗轮蜗杆,设计采用结构简单,制造方便的渐开线型圆柱蜗杆刀架中的蜗杆副传递的功率不大,但蜗杆转速较高,因此蜗杆材料选择45钢,其螺旋齿面要求淬火,硬度为45-55HRC以提高表面的耐磨时,涡轮的转速较低,其材料主要考虑耐磨性,选用铸錫磷青铜IcuSnop1,采用金属铸造。
三、按齿面接触疲劳强度进行设计
刀架中的蜗杆副采用闭式传动,多用齿面胶合或点蚀而失效,因此在进行承载能力计算时,先按齿面接触面疲劳强度进行设计,再按齿根弯曲疲劳强度进行校核。
蜗轮材料
砂模铸造150180
铸锡磷青铜
金属模铸造220268
砂模铸造113135
铸锡锌铅青铜
金属模铸造128140
1>铸F2=9.55P2Ln2=9.55*10
,从而确定作用早蜗轮上的转矩T
2>确定载荷系数K=KAKBKU其中KA为使用系数,由于工作载荷分布均匀,启动时冲击较大,因此取KA1.15.K为齿向载荷分布系数,由于工作载荷在启动和停止时有变化,股取KB=1.15,Ku为动载系统,由于转速不高冲击不大可取Ku=1.05,则载荷系数,K=KAKBKV=1.39.
工作系数IIIIII
载荷性质均匀,无冲击不均匀小无冲击不均匀,大无冲击
每小时启动次数<25>5-50>50
启动载荷小较大大
KA11.151.2
3>确定弹性影响系数2E
铸磷锡青铜蜗轮与钢蜗杆相配的,从参考文献中查的弹性性系数2E=160MPa
4>确定接触系数2P
先假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值,已知蜗杆
头数为单头,蜗杆每转一转时,每个轮齿咬合的次数j=1涡
轮转速为35r/min,则蜗杆副的使用寿命10000h,
应力循环次数N=60jnZLn=60*1*35*10000=2.1*10N=2.1*107
寿命系数KHN=8
KHN
许用接触应力[
H]=KHN[
]H=0.911*268*mp249MPa
计算中心距a=0.5m<9+z2>a=53
模数m=2头数z1=1q=<蜗杆特性系数>蜗杆螺旋线开角等
q=
→d1=26
中心距aa=0.5m(q+z2)
蜗杆特性系数qq=d1/m
齿顶高系数ha*一般ha*=1
蜗杆的螺旋线导程ll=1*um=6.28
蜗杆轴剖面齿轮廓角aa=200
顶隙cc=(0.2-0.3)m
蜗杆的齿顶高ha1ha1=1m=2
蜗杆的齿根高hf1hf1=ha*m+c
蜗杆的齿全高h1h1=ha1+hf1=2ha*m+c
蜗杆的齿顶圆直径da1da1=d1-2ha*m-2c
蜗轮分度圆直径d2d2=z2m
蜗轮齿根圆直径da2da2=(z2+zha*)m
蜗轮齿根圆直径df2df2=d2-2ha*m-2c
蜗轮外圆直径P2D2
da2+2m
88
齿根圆的还面半径R1R1=
齿顶圆的弧面半径R2R2
蜗轮宽度BBB
0.75da1
蜗轮齿面接触疲劳强度计算
[
]
=
=244因为
所以上述计算结构可用
蜗杆轴的设计与计算
一、选用45号钢其抗拉强度极限为650MPa,其价格低廉,对应力集中敏感性较小。
根据各个零件轴上的定位和装拆方案确定轴的形状,直径和长度d1=ds同一轴上的轴承选用同一型号,便于轴承座孔镗制和减让轴承类型。
d1=d5=17
所选轴承类型为长度深沟球轴承,型号为6203B=12mmD=40mm
d2起固定作用,定位载荷高度可在(0.07-0.1)d1范围内
d2=d1+2a=19.38~20.04故d2取20mm
d3为蜗杆与蜗轮啮合部分故d3=27.4mm
d4=d2=20mm,便于安装
L1为轴承配合的轴段,直轴承宽度为12mm,端盖宽度为10mm,则L1=22mm
L2尺寸长度与刀架体设计有关,蜗杆端面到刀架端面距离为65mm故L2=43mm
L3为蜗杆部长长度L3
(11+0.06Z2)*mm=26.8圆整L1=32mm
L4取55聪mm,L5在刀架体部分长度12+8mm,伸出刀架部分通过联轴器与电动机相连长度为50mm,故L5=70mm。
两轴承的中心跨度为128mm,轴的总长为220mm,
4、2、4蜗杆周的校核
作用在蜗杆轴上的圆周力
Ft=
T1=9550000
=9550000
=613.9128N.mm
Ft1=2
613.9128/26=47.2(圆周力)
Fa1=2
T2/d2=2
244557/80=614N(轴向力)
Fo1=Ft2tana=614
tan20o=223.47(径向力)
(4)验算轴的疲劳强度
1、画出轴的受力简图,如图所示
2、画出水平面弯矩图,如图11-14(3)所示。
通过列水平平面的受力平衡方程,
FBH=47.2
FAH=47.2
McH=58
FAH=58
21.38=1240.04N.mm
3、画竖直采面的弯矩图,如图(c)所示,通过列竖直平面的受力平衡方程可求得
FA+FB=FrFA=60.47
128FB-70
Fr-Fa
FB=163N
M M 4、画合成弯矩图,如图d所示 5、转矩图 6、画当量弯矩图f转矩按脉动循环,a=0.6则 aT=0.6×613.9=368.35.mm 由当量弯矩图可知c截面为危险截面,当量弯矩最大值为mec=11483N.mm 7、验算轴的直径 因为d=12.78而c截面设计直径为30mm,所以强度足够4.5齿盘的设计 下上齿盘均选用45号钢、淬火、180HBs,初选T级精度等级 ②确定齿盘参数 考虑齿盘只要用于精确定位和夹紧,齿盘选用三角形齿形,上下齿盘由于需相互啮合,参数可相同,当蜗轮轴旋转150o时上刀架上开5mm,齿盘的齿商取4mm,由 h=(2ha*+c*)m 得算式4=(2 1+0.75)m标准值ha*=1.0c*=0.25 求出m=1.78mm取标准值2mm 故齿盘齿全高h=(2ha*+c*)m=h=4.5 取齿盘内圆直径d=120mm外圆直径为140mm 齿顶高ha=1 2mm齿根高2.5mm齿数Z=38 蜗轮轴的设计 考虑列轴主要传递蜗轮轴距,为普通中小功率减速传动装置,选用45号钢、正水、硬度170-217HBS,抗拉强度极限600mpa屈服强度极限300mpa,许用弯曲应力[b-1]=55mpa,用于较重要的轴,应用最广泛。 根据各个零件而在轴上的定位和装拆方案确定轴的形状及直径和长度,d1蜗轮轴轮蕊为 d2为轴轮直径最小的部分取34mm d3轴段与上刀体有螺纹连接,牙形选梯形螺纹,根据表取公称直径d3=44mm螺距P=12H=6.5mm 查表确定外螺纹,内螺纹,其大径、中径和小径的大小外螺纹小径31mm内螺纹中径为36mm旋合长度为65L2的长度尺寸为34其L1的长度就是蜗轮轴的高度b2=BL3的长度为28 按扭转强度、校验蜗轮轴的危险直径 轴的平均直径为34,因此该轴安全 4、中心轴的设计 考虑到轴起定位作用,只承受部分弯矩,为空心轴,因此只需校核轴的刚度即力,选用45钢,正火处理,查教材机械设计表16.3得弯曲应力和对应力和对应值环应力状态下的许用应力分别为[Db]=600mpa[D-1]=55mpa <1>确定各轴段的直径和长度 根据各个零件在轴上的定位和装拆方案确定轴的形状及直径和长度d1=15mmd2分轴承配合,轴承类型为推力球轴承,型号为51203d1=17mmT=19 D3=25d3也与轴承配合,轴承类型为推力球轴承,型号51204d1=27,mmT=15mmD=47mm 分配各轴的长度因为轴承宽度为19,其长度取25,L2的长度L2=73,L3=20 因为中心轴只承受少许的弯矩,并且是空心轴,所以其强度 蜗杆传动的功率,润滑和热平衡计算 8、4、4蜗杆传动的功率 蜗杆传动的功率一般包括三个部分,轮齿啮合摩擦损失,轴承摩擦、损失、轴承摩擦损失和浸油零件搅动润滑油的损失,所以蜗杆传动的总效率 式中 分别为蜗杆传动的啮合效率,轴承效率和搅油效率,决定蜗杆传动总效率为 一般 当蜗杆为制动许时, 可近的按螺旋传动的功率计算 查机械手册表8-6,可知其中参数 蜗杆传动的润滑 由于蜗杆传动的相对滑动速度大,发动热量大,效率低,故为了提高传动的效率和寿命,蜗杆传动的润滑十分重要。 蜗杆传动常采用黏度较大的润滑油以增强抗胶合性能减小磨损,润滑油黏度及润滑方式取决于滑动速度的大小和载落类型。 在闭式蜗杆传动中,润滑方式可采用浸油润滑和压力喷油润滑采用浸油润滑时,对于下置蜗杆传动,其浸油深度为蜗杆的个齿高,且油面不超过蜗杆滚动定州城最下方滚动体的中心,当Vs>5m/s时,蜗杆搅油阻力太大,应采用上置蜗杆传动,浸油润滑的,浸油深度应达到涡轮半径的1/3,对于开式传动,应采用黏度较高的齿轮油或润滑脂进行润滑 由于蜗杆传动效率低,发热量大,若不及时散热,将引起箱体内油温开高,黏度降低,润滑失效,导致齿面摩擦加剧,甚至胶合,因此,要依据单位时间内的发热量等于同时的散热量的条件进行热平衡计算,以保证油温稳定地处在规定的范围内设蜗杆传动的输入功率P. 单位时间内产生的热量以 Q1=P.( )自然冷却的,径箱体外壁在单位时间内散发到空气中的散热量Q2 Q2=ks 当蜗杆传动单位时间内损耗的功率全部转变为热量,并由箱体表面散发出去而达到平衡的,即Q1=Q2,可得热平衡的润滑油的工作温度t1为 t = 如果工作温度超过允许的范围,应采取下列措施以增加传动的散热能力: <1>在箱体外表面设这散热片以增加散热面子A: <2
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