高瑩, 徐英健, 門(mén)欣, 謝天馳, 徐明偉

(吉林大學(xué)汽車仿真與控制國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室, 130025, 長(zhǎng)春)

Atkinson循環(huán)作為應(yīng)對(duì)國(guó)家乘用車燃料消耗量標(biāo)準(zhǔn)GB 19578—2014的技術(shù)措施,從改變循環(huán)模式入手,分離壓縮比和膨脹比,有效改善了汽油機(jī)燃油的經(jīng)濟(jì)性[1-2]。同時(shí),利用進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)策略,對(duì)傳統(tǒng)Otto循環(huán)汽油機(jī)進(jìn)行Atkinson循環(huán)改造,明顯降低了泵氣損失,具有顯著的節(jié)能效益和成本優(yōu)勢(shì)[3-5]。傳統(tǒng)Otto循環(huán)汽油機(jī)大部分時(shí)間運(yùn)行在低負(fù)荷工況區(qū),通過(guò)節(jié)氣門(mén)改變進(jìn)氣流通面積來(lái)調(diào)節(jié)負(fù)荷,因此在節(jié)氣門(mén)處產(chǎn)生較大的泵氣損失[6]。Atkinson循環(huán)通過(guò)進(jìn)氣門(mén)與節(jié)氣門(mén)協(xié)同控制發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷,將部分進(jìn)入氣缸中的工質(zhì)退回到進(jìn)氣管中,提高了進(jìn)氣壓力,降低了泵氣損失,改善了發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性。Shinagawa等推遲進(jìn)排氣相位降低了小負(fù)荷時(shí)的泵氣損失[7]。

近年來(lái),廢氣再循環(huán)技術(shù)(EGR)逐漸運(yùn)用到汽油機(jī)上,利用其大比熱特性降低了缸內(nèi)溫度,成為抑制爆震傾向的有效手段[8]。同時(shí),由于外部EGR從排氣管路中分離出部分廢氣導(dǎo)入進(jìn)氣管中,占據(jù)了進(jìn)氣管中部分體積,提高了進(jìn)氣管壓力,進(jìn)而降低了泵氣損失,影響了泵氣特性[9-10]。胡順堂等研究了內(nèi)EGR率對(duì)泵氣損失的影響[11]。

本文以一臺(tái)Otto循環(huán)1.0 L PFI發(fā)動(dòng)機(jī)為研究對(duì)象,進(jìn)行了臺(tái)架試驗(yàn),建立了一維計(jì)算模型并驗(yàn)證了模型有效性。在此基礎(chǔ)上,提高模型幾何壓縮比,設(shè)計(jì)大包角連續(xù)凸輪,應(yīng)用進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)策略分離壓縮比和膨脹比,實(shí)現(xiàn)了Atkinson循環(huán)。研究典型工況點(diǎn)泵氣規(guī)律,分析進(jìn)氣正時(shí)變化、排氣正時(shí)變化對(duì)泵氣損失的影響規(guī)律,同時(shí)探究引入外部EGR在大、小負(fù)荷時(shí)對(duì)泵氣損失的影響。

1　試驗(yàn)、建模及驗(yàn)證

本文基于一臺(tái)1.0 L PFI自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行研究,所使用發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)是:發(fā)動(dòng)機(jī)為直列3缸,壓縮比為10.5∶1,缸徑為74 mm,沖程為77.4 mm,連桿長(zhǎng)度為137 mm,發(fā)動(dòng)機(jī)排量為1 L,燃油為汽油,噴射方式為多點(diǎn)順序進(jìn)氣道噴射,氣門(mén)數(shù)為4。試驗(yàn)用測(cè)試儀器是:AVL電力交流測(cè)功機(jī),AVL735C油耗儀,空氣流量計(jì),燃燒分析儀,角標(biāo)儀,氣缸壓力傳感器。汽油機(jī)部分氣路模型如圖1所示。

圖1　汽油機(jī)部分氣路模型

利用試驗(yàn)數(shù)據(jù),在GT-power軟件中搭建1.0 L PFI發(fā)動(dòng)機(jī)一維熱力學(xué)模型。采用湍流火焰燃燒模型,缸內(nèi)傳熱基于Woschni模型進(jìn)行計(jì)算,摩擦損失選用Chen-Flynn模型進(jìn)行分析,計(jì)算泵氣損失平均有效壓力(以下簡(jiǎn)稱泵氣損失壓力)的公式[12]為

(1)

式中:p為瞬時(shí)缸內(nèi)壓力;Vdisp為氣缸排量。

本文通過(guò)計(jì)算研究進(jìn)、排氣路上的流動(dòng)特性,核心是對(duì)缸內(nèi)進(jìn)氣量的精確建模,GT-power基于一維氣體動(dòng)力學(xué)方程,計(jì)算整機(jī)氣路中氣體質(zhì)量流量、密度和內(nèi)能等參數(shù),模型如圖1所示。進(jìn)氣管路上的壓力損失通過(guò)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行標(biāo)定,結(jié)果如圖2所示,配氣相位從ECU中獲得,氣道流量系數(shù)通過(guò)穩(wěn)態(tài)氣道試驗(yàn)獲得,以上參數(shù)輸入到模型中,計(jì)算缸內(nèi)進(jìn)氣量與試驗(yàn)數(shù)據(jù)最大誤差不超過(guò)5%,結(jié)果如圖3所示。摩擦模型通過(guò)倒拖功試驗(yàn)中倒拖電機(jī)的扭矩和功率進(jìn)行標(biāo)定,可得萬(wàn)有特性下比油耗與試驗(yàn)比油耗最大誤差不超過(guò)3.2%,結(jié)果如圖4所示。燃燒模型通過(guò)統(tǒng)計(jì)學(xué)處理后的試驗(yàn)缸壓曲線進(jìn)行標(biāo)定,選取下文中兩個(gè)工況點(diǎn)的缸壓曲線對(duì)比,結(jié)果如圖5所示。

仿真與試驗(yàn)?zāi)Ｐ徒Y(jié)果對(duì)比表明:仿真模型中進(jìn)氣量與試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合,整機(jī)氣路能較好反映原機(jī)進(jìn)、排氣管路上的慣性充氣、諧波進(jìn)氣、壓力損失等物理特性,并通過(guò)燃燒、摩擦模型的標(biāo)定可得準(zhǔn)確的仿真比油耗,為改造Atkinson循環(huán)研究泵氣損失特性提供了可靠的模型基礎(chǔ)。

(a)試驗(yàn)結(jié)果

(b)仿真結(jié)果圖2　進(jìn)氣管壓力仿真結(jié)果驗(yàn)證

(a)試驗(yàn)結(jié)果

(b)仿真結(jié)果圖3　進(jìn)氣總量仿真結(jié)果驗(yàn)證

(a)試驗(yàn)結(jié)果

(b)仿真結(jié)果圖4　發(fā)動(dòng)機(jī)比耗油率仿真結(jié)果驗(yàn)證

(a)2 000 r/min,2×105 Pa

(b)2 000 r/min,9×105 Pa圖5　模型仿真結(jié)果驗(yàn)證

2　進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)策略對(duì)泵氣損失的影響

本節(jié)選取車輛行駛典型工況點(diǎn)進(jìn)行研究,由于在小負(fù)荷時(shí)節(jié)氣門(mén)開(kāi)度較小,進(jìn)氣在流經(jīng)節(jié)氣門(mén)時(shí),會(huì)產(chǎn)生較大節(jié)流損失,造成節(jié)氣門(mén)后進(jìn)氣管中壓力降低,產(chǎn)生較大的泵氣損失。然而,利用進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)策略,增大進(jìn)氣晚關(guān)角,將一部分已經(jīng)進(jìn)入到氣缸中工質(zhì)推回到進(jìn)氣歧管中,增加進(jìn)氣歧管中壓力,可在節(jié)氣門(mén)開(kāi)度不變時(shí)減小節(jié)氣門(mén)前后壓差,減少泵氣損失,提高燃油經(jīng)濟(jì)性。本節(jié)應(yīng)用進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)策略計(jì)算研究了1.0 L PFI發(fā)動(dòng)機(jī)泵氣損失的變化規(guī)律。

2.1　增大進(jìn)氣晚關(guān)角對(duì)泵氣損失的影響規(guī)律

圖6　6組不連續(xù)進(jìn)氣門(mén)升程曲線對(duì)比(換氣上止點(diǎn)為360°,點(diǎn)火上止點(diǎn)為720°)

工況點(diǎn)2 000 r/min、2×105Pa時(shí)進(jìn)排氣配氣相位是:進(jìn)氣早開(kāi)角為11°,進(jìn)氣晚關(guān)角為39°,排氣早開(kāi)角為35°,排氣晚關(guān)角為5°,保持原機(jī)進(jìn)氣早開(kāi)角不變,在39°原機(jī)進(jìn)氣晚關(guān)角基礎(chǔ)上增大進(jìn)氣晚關(guān)角到109°,探究進(jìn)氣歧管和泵氣損失壓力隨進(jìn)氣晚關(guān)角的變化規(guī)律,設(shè)計(jì)6組不連續(xù)凸輪型線來(lái)研究泵氣特性,如圖6所示。當(dāng)進(jìn)氣早開(kāi)角不變時(shí),隨著進(jìn)氣晚關(guān)角的增加,進(jìn)氣歧管壓力從33.8 kPa逐步增加到46.4 kPa,泵氣損失壓力從-72.5 kPa逐步降低到-60.0 kPa,變化規(guī)律如圖7所示,不同進(jìn)氣晚關(guān)角下的缸壓曲線對(duì)比如圖8所示。對(duì)比圖8中原機(jī)進(jìn)氣晚關(guān)角和109°進(jìn)氣晚關(guān)角的缸內(nèi)P-V缸壓曲線可知:排氣壓力線基本不變,進(jìn)氣壓力線隨著IVC的增加而增加,泵氣損失所圍面積減小,泵氣損失降低,對(duì)小負(fù)荷工況點(diǎn)的燃油經(jīng)濟(jì)性有明顯改善,但過(guò)大的進(jìn)氣晚關(guān)角會(huì)影響大負(fù)荷的進(jìn)氣量,會(huì)降低能量密度,所以利用合適的進(jìn)氣凸輪包角改造Atkinson循環(huán)。

圖7　進(jìn)氣晚關(guān)角對(duì)進(jìn)氣歧管和泵氣損失壓力的影響

圖8　不同進(jìn)氣晚關(guān)角下的缸壓曲線對(duì)比

2.2　Atkinson循環(huán)大包角進(jìn)氣凸輪設(shè)計(jì)

本文在原機(jī)模型提高幾何壓縮比到12,選擇合適的進(jìn)氣凸輪包角,推遲進(jìn)氣晚關(guān)角,分離壓縮比和膨脹比,實(shí)現(xiàn)Atkinson循環(huán)。合理的進(jìn)氣凸輪包角不僅可以用來(lái)降低泵氣損失,還可兼顧有效壓縮比的大小,減弱爆震傾向。

在小負(fù)荷工況時(shí),增大進(jìn)氣包角雖然可以降低泵氣損失,但在實(shí)際應(yīng)用中會(huì)降低大負(fù)荷時(shí)的缸內(nèi)進(jìn)氣量,降低能量密度。本文在不采用滾流氣道和外部冷EGR措施的前提下,以推遲進(jìn)氣晚關(guān)角、控制有效壓縮比、降低大負(fù)荷時(shí)爆震傾向?yàn)檫吔?選擇合適的進(jìn)氣凸輪包角。從實(shí)際應(yīng)用出發(fā),進(jìn)氣晚關(guān)角控制有效壓縮比小于10.5時(shí)最為安全,并參考原機(jī)VVT脈譜的進(jìn)氣早開(kāi)角,可得Atkinson循環(huán)下大進(jìn)氣包角范圍[13],有效壓縮比隨進(jìn)氣晚關(guān)角的變化曲線如圖9所示。本文進(jìn)氣凸輪包角選擇252°,Otto循環(huán)進(jìn)氣凸輪型線及Atkinson循環(huán)進(jìn)氣凸輪型線對(duì)比如圖10所示。

進(jìn)氣凸輪型線緩沖段采用等加速-等速設(shè)計(jì),工作段采用高次多項(xiàng)式函數(shù)設(shè)計(jì),AVL excite軟件中進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)和運(yùn)動(dòng)學(xué)校核,結(jié)果如表1所示。由表1可知,新設(shè)計(jì)的凸輪型線在保證足夠充氣能力的基礎(chǔ)上,不會(huì)發(fā)生氣門(mén)飛脫、反跳和加速磨損等不正常工作現(xiàn)象。新設(shè)計(jì)的凸輪包角相對(duì)于原機(jī)包角增加了22°,推遲了進(jìn)氣晚關(guān)角,在原機(jī)提高壓縮比的同時(shí),分離了原機(jī)壓縮比和膨脹比,實(shí)現(xiàn)Atkinson循環(huán)。

表1　Atkinson循環(huán)進(jìn)氣凸輪動(dòng)力學(xué)運(yùn)動(dòng)學(xué)校核結(jié)果

圖9　有效壓縮比隨進(jìn)氣晚關(guān)角的變化曲線

圖10　　　　Otto循環(huán)進(jìn)氣凸輪型線及Atkinson循環(huán)進(jìn)氣凸輪型線對(duì)比

2.3　Atkinson循環(huán)進(jìn)氣相位選擇

應(yīng)用大進(jìn)氣包角凸輪升程,在工況點(diǎn)2 000 r/min,2×105Pa時(shí)選擇合適的進(jìn)氣晚關(guān)角?？芍?在101°進(jìn)氣晚關(guān)角之前隨進(jìn)氣晚關(guān)角的增加,進(jìn)氣歧管內(nèi)壓力增加,泵氣損失減少;在101°進(jìn)氣晚關(guān)角之后,隨進(jìn)氣晚關(guān)角的增加,進(jìn)氣歧管內(nèi)壓力仍然增加,泵氣損失反而增加,結(jié)果如圖11所示。

圖11　進(jìn)氣晚關(guān)角對(duì)泵氣損失壓力的影響

由于進(jìn)氣持續(xù)期不變,隨著進(jìn)氣晚關(guān)角的推遲,進(jìn)氣早開(kāi)角逐漸推遲到上止點(diǎn)后,但是由于排氣晚關(guān)角不變,形成負(fù)的氣門(mén)疊開(kāi)期。其間進(jìn)氣排氣門(mén)關(guān)閉,活塞下行,在封閉燃燒室內(nèi)殘余廢氣膨脹對(duì)活塞做負(fù)功,產(chǎn)生抽真空的現(xiàn)象,導(dǎo)致較大泵氣損失。由圖12可知,過(guò)大的進(jìn)氣晚關(guān)角導(dǎo)致進(jìn)氣壓力線下降,泵氣損失所圍面積增大。

圖12　　　　進(jìn)氣持續(xù)期不變時(shí)不同進(jìn)氣晚關(guān)角下的缸壓曲線

3　排氣晚關(guān)角對(duì)泵氣損失的影響

本節(jié)選取車輛行駛常用工況點(diǎn)2 000 r/min、2×105Pa進(jìn)行研究,在排氣相位不變的條件下,推遲進(jìn)氣晚關(guān)角形成負(fù)的氣門(mén)疊開(kāi)期。隨著活塞下行,封閉燃燒室中的壓力小于曲軸箱中的壓力,造成較大膨脹負(fù)功導(dǎo)致泵氣損失增加,因此本節(jié)研究Atkinson循環(huán)(壓縮比為12,進(jìn)氣包角為252°)下,排氣晚關(guān)角對(duì)泵氣損失的影響規(guī)律。在進(jìn)氣晚關(guān)角位于101°的位置產(chǎn)生最小泵氣損失壓力-64.7 kPa的基礎(chǔ)上,分別提前和推遲排氣相位角50°,結(jié)果如圖13所示。

圖13　不同排氣相位下的排氣門(mén)升程曲線

3.1　推遲排氣晚關(guān)角對(duì)泵氣損失的影響規(guī)律

研究推遲排氣晚關(guān)角對(duì)泵氣損失的影響,結(jié)果如圖14所示,可知隨著排氣晚關(guān)角從5°增加到55°,泵氣損失壓力從-64.7 kPa逐步降低到-52.6 kPa。推遲排氣晚關(guān)角進(jìn)氣壓力線上升的情形如圖15所示,對(duì)比原機(jī)排氣晚關(guān)角和55°排氣晚關(guān)角的缸內(nèi)P-V圖可知,由于排氣晚關(guān)角的推遲,形成正的氣門(mén)重疊期;在活塞從上止點(diǎn)下行時(shí),進(jìn)氣門(mén)關(guān)排氣門(mén)開(kāi),排氣回流至燃燒室內(nèi),此時(shí)進(jìn)氣壓力線提高,與排氣壓力線所圍面積減小,膨脹負(fù)功減少,泵氣損失降低,結(jié)果如圖15所示。

圖14　推遲排氣晚關(guān)角對(duì)泵氣損失壓力的影響

圖15　不同排氣晚關(guān)角下的缸壓P-V圖

3.2　提前排氣晚關(guān)角對(duì)泵氣損失的影響規(guī)律

提前排氣晚關(guān)角對(duì)泵氣損失的影響如圖16所示。由圖16可知,提前EVC可以降低泵氣損失,當(dāng)排氣晚關(guān)角從5°提前到-45°時(shí),泵氣損失壓力從-64.7 kPa減小到-30.4 kPa。

圖16　提前排氣晚關(guān)角對(duì)泵氣損失壓力的影響

提前排氣晚關(guān)角引起彈簧效應(yīng)從而減小泵氣損失的影響,結(jié)果如圖17所示,對(duì)比原機(jī)排氣晚關(guān)角和排氣晚關(guān)角為-45°的缸內(nèi)P-V圖可知,進(jìn)氣壓力線和排氣壓力線在上止點(diǎn)附近都有較高的提升,但是兩條曲線基本重合,所圍面積為0。這是因?yàn)榕艢忾T(mén)早關(guān)后,活塞上行階段缸內(nèi)出現(xiàn)一個(gè)壓縮過(guò)程,缸內(nèi)壓力升高,但在進(jìn)氣門(mén)打開(kāi)前,氣門(mén)全部關(guān)閉,系統(tǒng)封閉,因此這部分壓縮負(fù)功在進(jìn)氣門(mén)打開(kāi)前、活塞下行過(guò)程中可以被重新利用,而且排氣晚關(guān)角和進(jìn)氣早開(kāi)角基本上對(duì)稱分布在上止點(diǎn)兩側(cè),進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉后膨脹線與壓縮初期壓縮線基本重合,類似于產(chǎn)生壓縮彈簧的效果,故這兩個(gè)過(guò)程泵氣功的和為0,沒(méi)有造成更大的換氣損失。

圖17　　　　提前排氣晚關(guān)角引起彈簧效應(yīng)從而減小泵氣損失的影響

4　EGR對(duì)泵氣損失的影響

利用外部EGR可以降低低轉(zhuǎn)速低負(fù)荷區(qū)的泵氣損失,同時(shí)在低轉(zhuǎn)速中高負(fù)荷區(qū)引入外部EGR,可以改善汽油機(jī)中大負(fù)荷區(qū)的爆震傾向,但EGR的引入會(huì)對(duì)進(jìn)排氣管路泵氣特性產(chǎn)生影響,選取工況點(diǎn)2 000 r/min、2×105Pa和2 000 r/min、9×105Pa時(shí)進(jìn)行研究。本節(jié)基于改造后的Atkinson循環(huán)模型(壓縮比為12,進(jìn)氣包角為252°),加入EGR回路,探究在高低不同負(fù)荷時(shí)EGR對(duì)泵氣損失的影響,模型如圖18所示。在原機(jī)模型上,將燃燒后的廢氣通過(guò)EGR閥引入到節(jié)氣門(mén)后的進(jìn)氣總管上,通過(guò)EGR閥來(lái)控制引入EGR的質(zhì)量流量,并通過(guò)冷卻器降低外部EGR溫度,結(jié)果如圖19所示。EGR率用目標(biāo)率表示,即

圖18　加入EGR回路的汽油機(jī)模型

圖19　EGR冷卻器模型

4.1　2 000 r/min、2×105 Pa時(shí)EGR對(duì)泵氣損失的影響

在保證燃燒穩(wěn)定的前提下,控制EGR閥,使EGR率從0%提高到25%,泵氣損失壓力隨EGR率的變化如圖20所示。

圖20　小負(fù)荷時(shí)ρEGR對(duì)泵氣損失壓力的影響

由于排氣壓力高于進(jìn)氣壓力,在進(jìn)氣管中引入排氣后,排氣占據(jù)了部分進(jìn)氣管的容積,增加了進(jìn)氣管中的壓力,進(jìn)、排氣壓差減小,使泵氣損失所圍面積減小,結(jié)果如圖21所示。EGR率越高,摻混的高壓力排氣越多,進(jìn)、排氣壓差越小,泵氣損失就越小。隨著目標(biāo)EGR率從0%增加到25%,進(jìn)氣歧管壓力從48.0 kPa提高到63.0 kPa,泵氣損失壓力從-63.4 kPa減小到-54.0 kPa,降低了14.8%。

圖21　目標(biāo)EGR率為0%和25%時(shí)的缸壓曲線對(duì)比

4.2　2 000 r/min、9×105 Pa時(shí)EGR對(duì)泵氣損失的影響

在保證燃燒穩(wěn)定的前提下,控制EGR閥,使EGR率從0%提高到10%,泵氣損失壓力隨EGR率的變化如圖22所示。對(duì)比圖20、圖22可知,由于大負(fù)荷區(qū)的節(jié)氣門(mén)開(kāi)度增加,泵氣損失相對(duì)小負(fù)荷區(qū)已經(jīng)有所改善,此時(shí)進(jìn)氣節(jié)流損失減少,進(jìn)氣泵氣損失減少,而排氣泵氣損失占泵氣損失的比重增加。

圖22　大負(fù)荷時(shí)ρEGR對(duì)泵氣損失壓力的影響

加入EGR后,排氣管中部分廢氣進(jìn)入進(jìn)氣管,降低了排氣壓力,而進(jìn)氣管中壓力也有部分增加,進(jìn)排氣壓差減小,使泵氣損失所圍面積減小,結(jié)果如圖23、24所示。EGR率越高,摻混的高壓力排氣越多,進(jìn)排氣壓差越小,泵氣損失就越小。隨著目標(biāo)EGR率從0%增加到10%,進(jìn)氣歧管壓力從85.3 kPa提高到87.1 kPa,排氣管壓力從101.0 kPa降低到100.8 kPa,泵氣損失壓力從-13.3 kPa減小到-10.8 kPa,降低了18.8%。

圖23　目標(biāo)EGR率對(duì)進(jìn)排氣管壓力的影響

圖24　目標(biāo)EGR率為0%、10%時(shí)缸壓曲線對(duì)比

5　結(jié)　論

(1)當(dāng)進(jìn)氣早開(kāi)角不變時(shí),在小負(fù)荷區(qū),推遲進(jìn)氣晚關(guān)角增加進(jìn)氣持續(xù)期,使進(jìn)氣歧管內(nèi)壓力增加,可降低17%的泵氣損失;

(2)設(shè)計(jì)連續(xù)的大包角進(jìn)氣凸輪,并進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)校核,進(jìn)氣晚關(guān)角位于101°時(shí),降低泵氣損失壓力到-64.7 kPa,繼續(xù)推遲進(jìn)氣晚關(guān)角,泵氣損失逐漸增加;

(3)在進(jìn)氣晚關(guān)角位于101°時(shí),推遲排氣晚關(guān)角減小負(fù)氣門(mén)重疊期,降低泵氣損失壓力到-52.6 kPa;提前排氣晚關(guān)角使進(jìn)氣和排氣壓力線在上止點(diǎn)附近重合,泵氣損失壓力減小到-30.4 kPa;

(4)在保證燃燒穩(wěn)定的前提下,在小負(fù)荷時(shí),隨EGR的增加進(jìn)氣壓力升高,泵氣損失降低了14.8%,在大負(fù)荷時(shí),隨EGR的增加排氣壓力降低,泵氣損失降低了18.8%。

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