CN202391734U - 单缸双滑片式旋转压缩机 - Google Patents

Abstract

一种单缸双滑片式旋转压缩机，包括设置在壳体内的电机组件和压缩组件，压缩组件包括气缸、支撑偏心曲轴的主轴承和副轴承，气缸内设置有活塞、第一滑片和第二滑片，第一滑片的先端和第二滑片的先端分别与活塞的外周相接，气缸上设置有第一排气口和第二排气口、收纳第一滑片的第一滑片腔、收纳第二滑片的第二滑片腔，第一排气口靠近第一滑片，第二排气口靠近第二滑片，气缸中设置有两个吸气口：第一吸气口和第二吸气口，其中，第一吸气口靠近第一滑片，第二吸气口靠近第二滑片。本实用新型具有结构简单合理、转矩波动小、轴承载荷小、有效降低压缩机的噪音和振动、节能效果明显、舒适性好的特点。

Description

单缸双滑片式旋转压缩机

技术领域

本实用新型涉及一种旋转压缩机，特别是一种单缸双滑片式旋转压缩机。

背景技术

近年来，通过变频技术改变电机的转速来控制空调能力和改善能源效率的方法得到普及。但是，此方法增加了电子零部件的数量，带来可靠性问题，以及成本增高的缺点。

常见的双缸变容旋转压缩机是通过控制任意一个气缸的工作状态来实现变容。在这种双缸变容旋转压缩机中，当两个气缸同时工作，进行压缩作用，为高能力模式；中断其中任意一个气缸中的压缩作用来减小压缩功，为低能力模式。然而，这种双缸变容旋转压缩机与单缸旋转压缩机相比，存在零部件的数量多和制作成本高的缺点；而且，由于增加了一套压缩组件，增加了摩擦副，使得摩擦损失增大。

近年来公开了一种双滑片式旋转压缩机，只有一个吸气口，邻接于该吸气口的滑片为第一滑片，另一个为第二滑片。当只有第一滑片工作时为高排量模式，此时存在泄漏通道多、余隙容积增大的问题。当第一滑片和第二滑片同时工作时为低排量模式，由于该两个滑片均与活塞相接，故而增加了一组滑片与活塞、滑片与滑片槽的摩擦损失，耗功增大。

实用新型内容

本实用新型的目的旨在提供一种结构简单合理、转矩波动小、轴承载荷小、有效降低压缩机的噪音和振动、节能效果明显、舒适性好的单缸双滑片式旋转压缩机，以克服现有技术中的不足之处。

按此目的设计的一种单缸双滑片式旋转压缩机，包括设置在壳体内的电机组件和压缩组件，压缩组件包括气缸、支撑偏心曲轴的主轴承和副轴承，气缸内设置有活塞、第一滑片和第二滑片，第一滑片的先端和第二滑片的先端分别与活塞的外周相接，气缸上设置有第一排气口和第二排气口、收纳第一滑片的第一滑片腔、收纳第二滑片的第二滑片腔，第一排气口靠近第一滑片，第二排气口靠近第二滑片，其结构特征是气缸中设置有两个吸气口：第一吸气口和第二吸气口，其中，第一吸气口靠近第一滑片，第二吸气口靠近第二滑片。

所述第一吸气口的中心线与第二吸气口的中心线之间的夹角在90°～270°范围内。

所述第一吸气口和第二吸气口，设置在气缸的上端面、下端面或径向方向。

所述第一滑片与第二滑片之间的夹角在90°～270°范围内。

所述第一排气口的中心线与第二排气口的中心线之间的夹角在90°～270°范围内。

所述单缸双滑片式旋转压缩机还包括能把第二滑片腔的压力在高压侧压力与低压侧压力之间进行切换的压力切换机构。

所述第一吸气口通过单向阀与吸气管的一端相通，第二吸气口通过双向控制阀与旁通管的一端相通，吸气管的另一端与旁通管的另一端相通。

所述壳体的下部设置有附加壳体，该附加壳体与壳体共同围成消音器空间，吸气管的另一端和旁通管的另一端分别伸入消音器空间内并与消音器空间相通，吸气管的一端穿过副轴承后与位于气缸的下端面上的第一吸气口相通，旁通管的一端穿过副轴承后与位于气缸的下端面上的第二吸气口。

所述消音器空间通过引导管与储液器相通。

本实用新型与现有的单缸双滑片式旋转压缩机的工作原理不同，本实用新型具有两个吸气口，高排量模式基于双作用旋转压缩机的工作原理，两个滑片同时工作，气缸内的三个工作腔同时工作，当偏心曲轴旋转一周时，气缸排气两次，具有转矩波动和轴承载荷都比较小的特点，能够有效降低压缩机的噪音和振动。

本实用新型工作在低排量模式时，只有第一滑片工作，故采用吸气旁通的方法，能够达到控制合理的有效气体压缩量，以便维持合适的环境温度，减小电机负荷并减小耗电，同时减少压缩机开停次数，调节温度相对稳定，节能效果明显，舒适性好。

本实用新型中的消音器空间具有类似储液器的功能，因而可以取消储液器，从而降低制作成本和减小体积。

本实用新型与现有的双缸变容压缩机相比，在结构方面具有体积小、零部件少和成本低的优点。与现有的单缸双滑片式旋转压缩机相比，具有高排量模式冷冻能力大，低排量模式能效高的优点。

本实用新型具有结构简单合理、转矩波动小、轴承载荷小、有效降低压缩机的噪音和振动、节能效果明显、舒适性好的特点。

附图说明

图1为本实用新型第一实施例的局部剖视结构示意图。

图2为第一实施例工作在高排量模式时的结构示意图。

图3-图6为第一实施例在高排量模式时的工作过程图。

图7为第一实施例工作在低排量模式时的结构示意图。

图8-图11为第一实施例在低排量模式时的工作过程图。

图12为第一实施例中的吸气口位于气缸上端面的示意图。

图13为第二实施例的局部剖视结构示意图。

图14为第三实施例的局部剖视结构示意图。

图15为第三实施例取消储液器后的局部剖视结构示意图。

图16为第四实施例的压缩机的特性图。

图17为第五实施例的示意图。

图中：1为单缸双滑片式旋转压缩机，2为排气管，3为室外换热器，4为节流装置，5为室内换热器，6为储液器，7.1为吸气管，7.2为旁通管，7.3为引导管，8为四通切换阀，9为壳体，10为附加壳体，11为气缸，12为活塞，13为滑片，13.1为第一滑片，13.2为第二滑片，14为排气阀，14.1为第一排气阀，14.2为第二排气阀，15为吸气口，15.1为第一吸气口，15.2为第二吸气口，16为排气切口，16.1为第一排气切口，16.2为第二排气切口，17为滑片腔，17.1为第一滑片腔，17.2为第二滑片腔，18为滑片弹簧，19.1为单向阀，19.2为双向控制阀，21为偏心曲轴，22为主轴承，23为副轴承，24为电机组件，24.1为电机转子，24.2为电机定子，25为消音器，26为控制用三通阀，27为压力切换管，31.1为吸气腔，31.2为压缩腔，31.3为中间腔，32为消音器空间。40为第一接合点。

具体实施方式

下面结合附图及实施例对本实用新型作进一步描述。

第一实施例

参见图1，是表示单缸双滑片式旋转压缩机1的截面结构和包括该单缸双滑片式旋转压缩机1的制冷循环装置的制冷循环结构的图。以下把单缸双滑片式旋转压缩机1略称为压缩机1。

首先从压缩机1开始说明，在壳体9内设置有电机组件和压缩组件，压缩组件包括气缸11、偏心曲轴21、主轴承22、副轴承23、第一排气阀14.1和第二排气阀14.2、消音器25等。气缸11内设置有活塞12、第一滑片13.1和第二滑片13.2、第一吸气口15.1和第二吸气口15.2、第一排气口16.1和第二排气口16.2和滑片弹簧18。其中，主轴承22和副轴承23用于支撑偏心曲轴21，第一滑片13.1的先端和第二滑片13.2的先端分别与活塞12的外周相接，第一滑片腔17.1用于收纳第一滑片13.1，第二滑片腔17.2用于收纳第二滑片13.2。气缸11上设置有第一排气口16.1和第二排气口16.2，第一排气口16.1靠近第一滑片13.1，第二排气口16.2靠近第二滑片13.2，气缸11中设置有两个吸气口：第一吸气口15.1和第二吸气口15.2，其中，第一吸气口15.1靠近第一滑片13.1，第二吸气口15.2靠近第二滑片13.2。

为了控制第二滑片13.2的工作状态，单缸双滑片式旋转压缩机还包括能把第二滑片腔17.2的压力在高压侧压力与低压侧压力之间进行切换的压力切换机构。

压力切换机构为控制用三通阀26，把第二滑片腔17.2的压力在高压侧压力与低压侧压力之间进行切换；或者，压力切换机构采用制冷制热两用空调系统中的四通切换阀8及连接管路。关于这部分内容，以下将分别进行说明。

在本实施例中，压力切换机构为在压缩机1的外部配备的控制用三通阀26。压缩机1、室外换热器3、节流装置4和室内换热器5构成了冷冻循环。

现结合图1-图10对该冷冻循环进行说明。

参见图2和图7，在压缩机1中，显示了构成压缩机构部的零部件配置及压缩原理。气缸11内部的活塞12，与偏心曲轴21的偏心部滑动配合，沿着气缸的内径，沿着逆时针方向偏心回转。

在气缸11外周部，面对气缸11的轴心配置有两个滑片：第一滑片13.1和第二滑片13.2。两个滑片之间的夹角为θ，θ的取值范围在90°～270°之间，当θ选取180°时，带来的技术效果比较好。

第一滑片13.1上安装有滑片弹簧18，因此受滑片弹簧18的弹簧力和气体压差力的作用下，第一滑片13.1先端能与活塞12的外周相接。

图2中，第二滑片腔17.2经由控制用三通阀26控制与壳体9内连通，压力为高压侧压力Pd，在压差力的作用下，第二滑片13.2的先端能与活塞12的外周相接，两个滑片同时工作。此时压缩机1为高排量模式。

如图3-图6所示，第一滑片13.1和第二滑片13.2把气缸11的内腔划分成左右两个工作室，每个滑片的两侧都开有吸气口和排气切口。活塞12与气缸11之间的切点，将其所在工作室分成两部分：只与吸气口相通的部分称为吸气腔31.1，与排气切口相通的部分称为压缩腔31.2。与此同时，另一个完整的工作室称为中间腔31.3。当活塞12沿着气缸11内圆滚动时，吸气腔31.1、中间腔31.3和压缩腔31.2交替在两个工作室中出现，其容积周期变化，从而完成了压缩机1的整个工作循环。针对每个工作腔而言，偏心曲轴21转一圈半才完成一个完整的工作循环，对整个压缩机1来说，三个工作腔同时工作，偏心曲轴21每转一圈排气两次。

在本实施例中，电机组件为变频电机，在60rps以下的任一个回转速度中，可以从高排量模式切换到小排量模式。通过两种模式的切换，能把上述气缸11的排量在两种排量之间进行切换。这两种模式是：1)只是第一滑片13.1动作的运转模式——低排量模式；2)第一滑片13.1和第二滑片13.2同时动作的运转模式——高排量模式。

现结合图2-图6对高排量模式时的工作原理以及冷媒气体的流动进行说明。

活塞12与气缸11的切点出现在左侧工作室，吸气腔31.1和压缩腔31.2出现在左侧工作室。在活塞12转过第一吸气口15.1前，低压气体从吸气管7.1通过吸气口15.1被吸入到气缸11左侧工作室。活塞12转过第一吸气口15.1后，吸气结束，压缩腔31.2内的低压气体开始压缩，成为高压气体，达到一定压力时，从第二排气口16.2经由第二排气阀14.2，被排放到消音器25。在活塞12转过第二滑片13.2前，右侧工作室为中间腔31.3，一直与第二吸气口15.2连通，为低压侧。

当活塞12转过第二滑片13.2的瞬间，左侧压缩腔31.2排气结束。随着活塞12与气缸11的切点落在右侧工作室，右侧出现吸气腔31.1和压缩腔31.2，左侧工作室为中间腔31.3。此时，低压气体从旁通管7.2通过吸气口15.2被吸入到气缸11右侧工作室。活塞12转过第二吸气口15.2，吸气结束，开始压缩，成为高压气体，达到一定压力时，从第一排气口16.1经由第一排气阀14.1，被排放到消音器25。

经消音器25排出的高压气体，流出到压缩组件与电机组件之间的空间，通过电机组件的间隙从排气管2排出，从室外换热器3、经由节流装置4，在室内换热器5中变为低压气体，经由储液器6，从吸气管7.1、旁通管7.2，分别通过第一吸气口15.1和第二吸气口15.2被吸入到气缸11内。

因此，在高排量模式时，一侧吸气结束开始压缩时，则另一侧排气结束而开始吸气，这一工作原理使其在压缩过程中转矩波动和轴承载荷要比普通的单缸旋转压缩机小，从而使压缩机振动减小一半左右。

图7中，第二滑片腔17.2经由控制用三通阀26控制与吸气管7.1、储液器6连通，压力为低压侧压力Ps，在压差力的作用下，第二滑片13.2收纳在第二滑片腔17.2内，不能与活塞12的外周相接，只有第一滑片13.1工作。此时压缩机1为低排量模式。

现结合图7-图11对低排量模式时的工作原理以及冷媒气体的流动进行说明。

在活塞12转过第一吸气口15.1前，低压气体从吸气管7.1、旁通管7.2分别通过第一吸气口15.1和第二吸气口15.2被吸入到气缸11内。当活塞12转过第一吸气口15.1后，由于压缩腔31.2仍与第二吸气口15.2连通，为低压侧。只有当活塞12转过第二吸气口15.2后，压缩腔31.2脱离第二吸气口15.2，开始压缩，成为高压气体，达到一定压力后，从第一排气口16.1经由第一排气阀14.1，被排放到消音器25，然后流出到压缩组件与电机组件之间的空间，通过电机组件的间隙从排气管2排出，从室外换热器3、经由节流装置4，在室内换热器5中变为低压气体，经由储液器6，从吸气管7.1、旁通管7.2分别通过第一吸气口15.1和第二吸气口15.2被吸入到气缸11内。

在低排量模式时，只有当活塞12转过第二吸气口15.2后，才开始压缩，所以有效压缩气体量得以减小，从而减小电机负荷并减小耗电。

在图2和图7中，沿着偏心曲轴21的转动方向，第一滑片13.1和第二滑片13.2之间的夹角为θ，90°≤θ≤270°，图中设置为180°。第一排气口16.1的中心线和第二排气口16.2的中心线之间的夹角为α，90°≤α≤270°，图中设置为180°。第一吸气口15.1的中心线和第二吸气口15.2的中心线之间的夹角为β，90°≤β≤270°，图中设置为180°。把θ、α、β设计的小一点，可以增大低排量模式的冷冻能力。

在图2和图7中，第一吸气口15.1和第二吸气口15.2在气缸11中为径向方向设置，当然，也可以设置在气缸11的上端面或下端面上，如图12所示。

第二实施例

在第一实施例中，以图2的压缩机1为例(两滑片之间的夹角为180°)，在高排量模式时，最大吸气容积出现在活塞12与气缸11的切点处于两个滑片中心线的垂直位置，即为图4和图6所示位置，此时中间腔容积最大且与吸气口相通。从工作腔容积最大一直到活塞12与气缸11的切点将其与吸气口隔断之前，工作腔内已吸入的气体将会部分倒流到吸气通道中。

如图13所示，本实施例中的压缩机1作了优化设计：第一吸气口15.1与吸气管7.1之间设置有单向阀19.1，第二吸气口15.2与旁通管7.2之间设置有双向控制阀19.2。也就是说，第一吸气口15.1通过单向阀19.1与吸气管7.1的一端相通，第二吸气口15.2通过双向控制阀19.2与旁通管7.2的一端相通，吸气管7.1的另一端与旁通管7.2的另一端相通。

在高排量模式时，要保证中间腔内已吸入的气体不会分别通过第一吸气口15.1、第二吸气口15.2，倒流到吸气管7.1和旁通管7.2。低排量模式时，保证从吸气管7.1流经第一吸气口15.1、从第二吸气口15.2流经旁通管7.2顺畅即可。

由于低排量模式时，第一吸气口15.1处的压力一直处于低压，而且略低于吸气管7.1的压力，所以第一吸气口15.1与吸气管7.1之间设计单向阀19.1，保证气体不经第一吸气口15.1导流回吸气管7.1即可。

但是低排量模式时，实际运转中第二吸气口15.2压力比旁通管7.2略高。如果此处只根据高排量模式设计阀19.2为单向阀，只能保证高排量模式不回流，则由于阀19.2的存在，低排量模式时气体无法通过第二吸气口15.2进入旁通管7.2。所以第二吸气口15.2与旁通管7.2之间的阀19.2设置双向控制阀，保证高排量模式不回流，低排量模式顺畅导通。

由于增加了单向阀19.1和双向控制阀19.2，高排量模式时没有回流，压缩机1实际排量要比第一实施例高约50％-60％，有效提高冷冻能力。

其余未述部分见第一实施例，不再重复。

第三实施例

如果第一实施例或第二实施例中的压缩机1没有设置单向阀19.1或双向控制阀19.2，在高排量模式时，从中间腔31.3回流的气体与从储液器6出来的气体会存在压力波动，往往造成吸气气流噪音。

为了解决这个课题，本实施例中的压缩机1的壳体9下部焊接有附加壳体10，如图14所示。

该附加壳体10与壳体9共同围成消音器空间32，吸气管7.1的另一端和旁通管7.2的另一端分别伸入消音器空间32内并与消音器空间32相通，吸气管7.1的一端穿过副轴承23后与位于气缸11的下端面上的第一吸气口15.1相通，旁通管7.2的一端穿过副轴承23后与位于气缸11的下端面上的第二吸气口15.2，消音器空间32通过引导管7.3与储液器6相通。在这里，没有设置单向阀或双向控制阀。

在高排量模式时，压缩机1为双作用式旋转压缩机工作，按照其吸入、压缩原理，在吸入行程中吸入的制冷剂气体，从吸气管7.1、旁通管7.2内出入。结合图12举例说明，第一吸气口15.1与中间腔连通，此时中间腔31.3的容积最大。随着活塞12继续转动，中间腔31.3的容积将减小，由于没有单向阀19.1，制冷剂气体通过第一吸气口15.1，流经吸气管7.1，进入消音器空间32，然后通过旁通管7.2流经第二吸气口15.2进入吸气腔。由于回流气体在消音器空间32得到缓冲，因此避免了吸气过程产生的气流脉动。

而且经过优化设计，消音器空间32可以起到类似储液器6的功能，从而可以取消储液器6，如图15所示，大大节省成本。

其余未述部分见第二实施例，不再重复。

第四实施例

把第一实施例、第二实施例或第三实施例的压缩机1的电机组件变更为变频电机组件，组合排量控制以及转速控制后，能扩大第一实施例或第二实施例所公开的技术的应用。第三实施例是与通过这些组合而形成的双滑片式变频旋转压缩机相关。

图16显示了该双滑片式变频旋转压缩机的转速与冷量关系、转速与电机效率的关系。一般来说，变频压缩机的电机效率在60rps左右最高，超过90rps后，效率急剧下降；转速小于40rps效率开始下降，从30rps到20rps效率严重下降。通常的单缸变频旋转压缩机从30rps以下开始，振动急速增加，压缩机效率严重下降，所以一般使用时采用30rps为下限值。

本实施例的双滑片式变频旋转压缩机，在某一个转速下可以选择高排量模式或低排量模式运行，从而能获得两种冷量，如图16所示。假设低排量模式的排量为高排量模式的50％。那么120rps时，高排量模式冷量为10KW，低排量模式冷量为5KW。冷量大于5KW时只能选择高排量模式。冷量在2.5KW—5KW范围时，根据冷量特性中选择其中一个模式即可。在2.5KW时选择高排量模式，则压缩机转速为30rps，但电机效率较低；选择低排量模式，压缩机转速为60rps，电机效率最高，更省电。尤其在30rps，低排量模式能得到高排量模式所不能获得的1.25KW。因此与单缸变频旋转压缩机相比，双滑片式变频旋转压缩机，能有效提高压缩机效率，改善舒适性，拓宽小冷量领域的选择范围，获得更小的冷量幅度。

其余未述部分见第三实施例，不再重复。

第五实施例

把第一实施例或第二实施例的压缩机1搭载到制冷制热两用的空调器的应用实例。在图17中，压力切换机构采用系统中的四通切换阀8及连接管路。压缩机1的第二滑片腔17.2后部的压力切换管27，连接于空调机中的四通切换阀8和室内换热器5之间的配管的第一接合点40。

在制冷运转中，压缩机1起动，从排气管2吐出的高压气体经由四通切换阀8后流入室外换热器3，经过节流装置4，进入室内换热器5，因此，第一接合点40为低压侧压力Ps。第二滑片腔17.2的压力变为低压Ps，压缩机1为低排量模式运转。但是，反转四通切换阀8，从制冷运转切换到制热运转后，第一接合点40变为高压侧压力Pd。因此，压缩机1为高能力模式运转。其结果是在制冷运转中，空调机能进行能力低的运转，在制热运转中、空调机能进行能力大的运转。

如上所述，在制冷与制热两用的空调机上搭载前述的压缩机1后，能在冷冻系统上应用预先配备在空调机中的四通切换阀8，因此，省略前文所述的控制用三通阀26，能获得作为目标的制热运转能力变大、节能方面有优势的空调机。而且，不需要特殊的控制，所以具有容易实用化的优点。

其余未述部分见第二实施例，不再重复。

综上所述，本实用新型公开的技术容易导入工业，生产成本低。高排量模式转矩波动和轴承载荷小，噪音振动小。低排量模式节能效果明显，舒适性好。

Claims (9)

1.一种单缸双滑片式旋转压缩机，包括设置在壳体(9)内的电机组件和压缩组件，压缩组件包括气缸(11)、支撑偏心曲轴(21)的主轴承(22)和副轴承(23)，气缸(11)内设置有活塞(12)、第一滑片(13.1)和第二滑片(13.2)，第一滑片(13.1)的先端和第二滑片(13.2)的先端分别与活塞(12)的外周相接，气缸(11)上设置有第一排气口(16.1)和第二排气口(16.2)、收纳第一滑片(13.1)的第一滑片腔(17.1)、收纳第二滑片(13.2)的第二滑片腔(17.2)，第一排气口(16.1)靠近第一滑片(13.1)，第二排气口(16.2)靠近第二滑片(13.2)，其特征是气缸(11)中设置有两个吸气口：第一吸气口(15.1)和第二吸气口(15.2)，其中，第一吸气口(15.1)靠近第一滑片(13.1)，第二吸气口(15.2)靠近第二滑片(13.2)。

2.根据权利要求1所述的单缸双滑片式旋转压缩机，其特征是所述第一吸气口(15.1)的中心线与第二吸气口(15.2)的中心线之间的夹角在90°～270°范围内。

3.根据权利要求1所述的单缸双滑片式旋转压缩机，其特征是所述第一吸气口(15.1)和第二吸气口(15.2)，设置在气缸(11)的上端面、下端面或径向方向。

4.根据权利要求1所述的单缸双滑片式旋转压缩机，其特征是所述第一滑片(13.1)与第二滑片(13.2)之间的夹角在90°～270°范围内。

5.根据权利要求1所述的单缸双滑片式旋转压缩机，其特征是所述第一排气口(16.1)的中心线与第二排气口(16.2)的中心线之间的夹角在90°～270°范围内。

6.根据权利要求1所述的单缸双滑片式旋转压缩机，其特征是所述单缸双滑片式旋转压缩机还包括能把第二滑片腔(17.2)的压力在高压侧压力与低压侧压力之间进行切换的压力切换机构。

7.根据权利要求1至6任一所述的单缸双滑片式旋转压缩机，其特征是所述第一吸气口(15.1)通过单向阀(19.1)与吸气管(7.1)的一端相通，第二吸气口(15.2)通过双向控制阀(19.2)与旁通管(7.2)的一端相通，吸气管(7.1)的另一端与旁通管(7.2)的另一端相通。

8.根据权利要求1至6任一所述的单缸双滑片式旋转压缩机，其特征是所述壳体(9)的下部设置有附加壳体(10)，该附加壳体(10)与壳体(9)共同围成消音器空间(32)，吸气管(7.1)的另一端和旁通管(7.2)的另一端分别伸入消音器空间(32)内并与消音器空间(32)相通，吸气管(7.1)的一端穿过副轴承(23)后与位于气缸(11)的下端面上的第一吸气口(15.1)相通，旁通管(7.2)的一端穿过副轴承(23)后与位于气缸(11)的下端面上的第二吸气口(15.2)。

9.根据权利要求8所述的单缸双滑片式旋转压缩机，其特征是所述消音器空间(32)通过引导管(7.3)与储液器(6)相通。

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