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电动汽车热泵空调系统综述

发表日期:2020/9/2 11:10:26 来源:《制冷与空调》 评论 总点击量:

自20世纪50年代,美国通用汽车首次在汽车上设计安装了第一台冷暖一体空调器,汽车空调技术已发展近70年。在这期间,虽汽车空调系统内的零部件不断更新换代,但其整个系统基于机械式压缩的制冷方式及利用燃油车余热的制热方式几乎不变。随着各国环保意识的提升及《巴黎协定》的签订及新能源汽车行业技术的快速发展,汽车从传统燃油汽车朝新能源方向发展是大势所趋,并且也是我国的重点政策。因此,汽车空调行业也面临从单一舒适性的指标到全面节能减排的转变与挑战。

对比于冬季燃油车可利用发动机余热提供乘员舱以足够的热量,新能源汽车如强混动、尤其是纯电动车都将面临电机余热不足以支持冬季尤其极寒天气下乘员舱的热舒适性要求。目前,采用高压PTC(Positive Temperature Coefficient,正温度系数)材料电加热的方式被各大车企作为首要解决方案。虽然其有着升温速率快及简易控制的特点,但基于电-热效率的极限,其COP永远小于1且实际值则随工况条件的不同而更小。因而,纯电动车其“空调+PTC制热系统”将大幅降低整车电池的剩余电量。由于电池随温度降低内阻大幅提升的特性,在恶劣低温环境下PTC对整车续航里程的影响也迅速上升。据美国汽车工业协会(SAE)研究,“空调+PTC制热系统”对于整车能源的消耗占比约33%。同时,LEE J T等通过对不同速度、不同行驶状态下汽车空调系统对电动汽车续航里程的影响进行了试验研究,结果表明:在“空调+PTC制热系统”满负荷运转下,制热时电动汽车续航里程降低了近50%。

热泵作为家用及商用空调的解决方案,已有20多年的成熟产品历史。虽然,其利用电能可以实现2~3倍的热量输出。但受限于成本及技术成熟度,在汽车空调行业中发展缓慢。但随着解决电动汽车续航里程的势在必行性,热泵系统是目前最有潜力且效率最高的解决方案。同时,中国2019年的产业结构调整目录也明确指出,鼓励新能源汽车关键零部件中汽车热泵空调系统的发展。

在国外,最早有1996年日本电装公司的SUZUKI和KATSUYA在传统燃油汽车空调的基础上进行了改装,搭建一套以R134a为循环工质的三换热器热泵空调系统。其中,两个车内换热器分别负责乘客舱内的制冷制热需求,一个车外换热器布置于前端冷却模块内负责散热和吸热的功能。其试验结果显示:在环境温度为-10 ℃的制热工况下,制热量达2.3 kW,COP为2.3。到现如今,部分国外车企如丰田,宝马也相继推出了带有热泵空调系统的车。而国内,上汽、比亚迪及蔚来也率先推出了带有热泵系统的车型。目前统计的已售车型带热泵系统汇总如表1所示。

表1  热泵系统应用车型




1  不同的汽车热泵系统


1.1  直接热泵

带有热泵功能的汽车空调系统与传统汽车空调系统相比更为复杂,对于零部件功能及可靠性也相应提升。基于传统的空调系统而言,通常采用四通换向阀的切换从而实现制冷及制热模式下制冷剂流体的运动流向改变和高低压切换需求。但是,现有四通换向阀设计均是家用空调铜制式。其与汽车空调用铝材焊接性差且其可靠性低、抗震动性差,从而有不宜频繁切换和高低压间泄漏的缺点。因此,目前各大车企及系统供应商均采用了三换热器系统。在三换热器系统中,室外侧单个换热器做为制冷模式下的冷凝器及制热模式下的蒸发器。而室内侧则布置有双换热器,承担冷量及热量的需求。对于直接热泵系统而言,则直接在空调箱内蒸发器后侧布置一内部冷凝器取代传统暖风芯体。同时,由于室外换热器需额外承担冬季吸热需求,则必须在热泵模式时其进口处额外添加制热阀组或节流短管阀组。其功能是实现制热模式时,室外换热器流量的精细调节而维持系统的稳定运行及热量输出。同时,电池冷却器及室内蒸发器也需采用电磁阀组切断并旁通至气液分离器处。

而在制冷模式时,则必须旁通制冷剂和空气不流经内部冷凝器,同时也要避免室外换热器前的节流机构误打开,从而导致压缩机排气压力及温度上升致使性能下降。


图1  直接式热泵系统

在直接热泵式系统中,内部冷凝器取代了传统的暖风芯体。来自压缩机排气的高温高压制冷剂与舱内循环空气进行热量交换。因此,整个系统的高压将直接受风量,风温,压缩机转速及电子膨胀阀开度影响而灵活可调。但面对于一些低温及冷车启动的过程中,热泵系统会受限机械式蒸气压缩循环中制冷剂自身物性、启动特性、热惯性等因素。因此,系统会出现制热量随环境温度下降迅速下降,效率降低,冷机启动困难等问题。因此,对于R134a热泵系统而言,空调箱内还需额外布置一高功率PTC以避免低温恶劣工况时制热量不足的劣势,同时由于PTC的灵活分组调功设计,可以精准快速调节至设定下的目标出风温度及分区控制。

与传统燃油汽车空调箱内可配备的低压PTC不同,电动汽车中PTC是直接连于高压电气系统。空调箱内的高压PTC布置,将会带来许多额外的设计变更及可靠性验证。特别是需预防由水汽或除湿冷凝水等而导致绝缘电阻降低。从而存在对其他电器件的干扰损坏甚至是漏电的风险。同时,新能源汽车内电池组的低温高内阻的特性,冬季一般需先对电池进行预热,从而在电池热管理系统需再布置水PTC。因此,直接热泵系统空调箱内额外布置的PTC也会提高系统的所需成本,且冷却液回路与热泵回路的耦合度低。

1.2  间接热泵

图2所示为间接式热泵系统,其与直接热泵不同的是采用一板式换热器实现压缩机高压高温制冷剂气体与冷却回路的冷却液进行换热。换热后的高温冷却液在经二次回路流经空调箱内的暖风芯体,从而再与空调箱内的循环风进行二次换热。经过二次换热后,暖风芯体的出风温度达到设定目标的出风温度。由此可见,空调箱内的布置仍与传统空调箱一致,蒸发器配暖风芯体。空调箱无需再重新设计,可以降低大部分的设计及验证和模具等费用且节省开发周期。同时,采用二次回路设计的间接热泵,通过板式水冷冷凝器可实现冷却液系统与热泵系统的耦合关系。冷却系统的高压水PTC,即可实现冬季的电池系统的快速升温也可以用作补充热源以弥补恶劣低温工况下热泵系统的热量不足的风险。同时降低了高压PTC在空调箱内的风险和成本。


图2  间接式热泵系统

在二次回路间接换热的设计下,其回路通常按照以水冷冷凝器-高压水PTC加热器-暖风芯体串联连接。与制冷剂直接与空气换热方式下对比,二次换热将会导致多一层管路的热损失。同时,为了维持恒定的出风温度,水冷冷凝器进口需要维持在较高的水温。因此,与直接热泵系统相比,间接热泵下压缩机的冷凝压力会始终维持在一个更高的压力下。随着高压的上升,系统的压比逐渐增大。在相同转速下时,压缩机的等熵效率及容积效率也会显著下降。从而与直接热泵相比COP也会更低。同时,随着环境温度的降低,其压比更会显著的上升,从而带来排气温度超标的风险。高压比,会导致涡旋盘排气侧顶部侧壁机械损伤。而排气温度过高将会导致,压缩机内的润滑油积碳磨损,定子过热,轴承老化,退磁等风险。从而与直接热泵相比,将会进一步限制其在低温工况下的运行。

在控制方面,由于其单个水PTC需同时负责乘客舱及电池包在冷启动下的热量需求,需要通过比例电子水阀从而实现并联的暖风芯体和电池包的热量分配。在此控制逻辑下,需要通过大量的试验来标定出最优的能量分配,从而兼顾车厢出风温度舒适性与电池包的安全性。

1.3  带余热回收的热泵系统

热泵系统虽然能输出2~3倍电功率的热量而能效较高,但其依赖的是外部换热器在低温下空气与制冷剂传热。外部换热器在蒸发工况时且表面温度低于进风露点温度时,换热器表面处于湿工况,换热器表面会结露乃至结霜。因此,传统的空气源热泵,在低温高湿的环境中会快速结霜从而影响系统制热量的稳定输出和系统失压。

因此,许多学者考虑了利用电机等电器件的冷却液余热而运行的双热源热泵系统(图3)。PROMME提出了一种新的电动汽车热泵系统(图4),采取的就是在系统中额外增加一个外部热源。同时还设计了一个专门的设备,称为双向储液器,如图5所示。这个设备可实现传统汽车空调内储液罐的过滤干燥功能,且可在制冷制热模式下使用。从而替换了原有需要的2个膨胀阀,2个止回阀,2个储液罐。改进后的热泵台架试验结果显示,在-10℃的环境温度下,空气侧吸收2.5 kW的换热量,电池、电机等回收0.5 kW的热量。在与PTC系统相比,则整车节约约15%的用电量。同时提升系统对于外部换热器结霜时的稳定性。


图3  带余热回收的热泵系统


图4  Promme改进的热泵空调系统


图5  双向储液器结构图

YOKOYAMA 等开发了一种名为Thermal link system 热管理系统(图6)。在此系统中余热回收换热器采取与室外换热器串联的方式连接。在制热模式中可将电力的消耗降低至580W,并获得超过2 000 W的加热能力。因此,热泵系统的COP超过3.3. ZHEN T等人则研究一种与外部换热器并联的余热回收热泵系统。通过回收汽车废热提升了冬季电动车热管理系统的性能,当环境温度为-7℃且废热从0 W提升至1 000 W时,制热COP提升约25.5%。同时,回路产生的废热有助于提升压缩机的吸气压力和出口压力,进而提升出风温度。与PTC加热系统比较下,整车剩余电量约提升53%。


图6  Thermal link 系统的制热模式

在目前的量产车型中,余热回收式的双热源热泵系统也以有所应用。如国外的日产Leaf,捷豹路虎的I-pace,奥迪Q7和国内的蔚来ES6。NILABZA D 在SAE研讨会上指出,I-pace热泵系统在0 ℃的环境温度下可从电机回路中回收2.5 kW的热量。与此同时,仅需消耗0.3 kW的压缩机耗功,整体传递给乘员舱2.8 kW的热量。CHRISTOPH M J 等评估了AudiQ7 E-Tron热泵可以在环境温度5℃的余热回收热泵模式下用2.5 kW的电量带来3.4 kW的热量,其系统内能量流图如图7所示。


图7  奥迪Q7余热回收模式下能量流图

1.4  补气增焓热泵系统

随着环境温度的下降,热泵系统内压缩过程的不可逆损失增大和质量流量的下降,其制热量也严重下降。虽然可通过现有的变频技术增大压缩机输气量以提升制热量,但随着压缩机的压比增大会导致COP的下降且排气温度的迅速上升。相较于其他制冷剂,汽车空调广泛使用的R134a制冷剂低温衰减最为严重。因此,许多学者在基于传统的单机单级热泵系统,提出了许多的改进方案和试验研究。最早补气增焓系统(又名准二级压缩循环)是由苏联学者于1976年首次在螺杆压缩机系统内引入这一概念并建立一系列数学模型。之后,许多学者把这一概念逐渐引入至家用空调系统中,增大了热泵系统的运行温度区间并广泛使用于寒冷地区。王超等研究表明其低温制热性能在-15 ℃室外环境温度下制热量提升约20%以上。

如图8所示,目前主流的方案为采用闪蒸器的补气增焓系统和采用中间换热器的补气增焓系统。在带闪蒸器的热泵系统中,冷凝器出口高温高压制冷剂首先需经过一次节流变为中压两相状态流入闪蒸器中。通过闪蒸器内的气液分离效果,一部分饱和气态制冷剂留向辅路并被吸入压缩机内补气口,剩余的饱和液体制冷剂则从主路流入第二节流机构节流进入蒸发器内换热。在带中间换热器的热泵系统中,经冷凝器出口的高温高压制冷剂会直接分为主路及辅路。主路制冷剂直接流向中间换热器并与辅路中经过一次节流下的制冷剂进行热量交换并进入蒸发器换热。而经过换热的辅路制冷剂则流入压缩机的补气口,并与经过一次压缩过程的蒸发器出口制冷剂共同被压缩至高温高压状态流入冷凝器。


图8  补气增焓热泵系统

通过补气增焓的过程,首先增加了冷凝器的制冷剂循环流量而使冷凝器内流通的制冷剂总焓增加,提升了制热量和冷凝压力。其次,也降低了蒸发器的入口焓值。从而提升了蒸发器在低温工况下的换热性能。同时,压缩机中压的补气过程也进能有效降低压缩机排气温度而避免过热。对比两个补气增焓系统而言,带闪蒸器的热泵系统其蒸发器进口焓会更低且减小了中间换热器的不可逆损失,因而效率更高。但闪蒸器的布置较中间换热器而言其占用空间较大且回油较差。此外,若一级节流膨胀阀开度过小,补气辅路中还会存在制冷剂倒吸现象。

目前,采用闪蒸器的热泵系统已应用于日本丰田Prius Prime,并通过特殊的机械设计使闪蒸器和节流阀集成在一个补气节流集成阀,大大降低了空间和成本。在环境温度-10 ℃且空调箱进风温度0 ℃时,相较于传统热泵系统制热量提升约26%。而在环境温度5 ℃且空调箱进风温度11 ℃时,相较于PTC加热可减少63%的电能损失且最大能提升21%的电动车续航里程。

空调国际热能系统有限公司研发了一种应用于电动汽车的带中间换热器的补气增焓热泵空调系统。在台架试验测试下,可在环境温度-12 ℃及-18 ℃全新风下分别降低2 169 W和2 697 W的电能消耗且最大能提升约20.3%的续航里程。

1.5  不同热泵系统的节能效果

在新能源汽车冬季的升温过程中,空调箱内的进风温度会从环境温度逐渐上升并根据车厢热平衡稳定为一恒定值。此时在保证车内前挡风玻璃不起雾及车内二氧化碳浓度适宜的情况下,可降低新风量的百分比实现部分内循环而降低新风热负荷。如图9、图10所示,为环境温度-10 ℃下保证出风温度为50 ℃时全新风模式下及混风模式下不同的热泵系统与仅PTC加热的节能比较。在新风及混风模式下,节能效果最好为补气增焓热泵其次为带余热回收的直接热泵、间接热泵余热回收、直接热泵、间接热泵。在新风模式下,直接热泵的进风温度为环境风温且高压高温制冷剂气体直接与风换热。其系统高压较间接热泵明显降低。从而新风模式下,直接热泵较于间接热泵的节能效果明显突出。然而,随着车厢内温度上升,直接热泵的进风温度不断升高而间接热泵水温几乎不变下,两者间的差距将会缩小如图10所示。


图9  新风模式下不同热泵系统与PTC加热的节能比较


图10  混风模式下不同热泵系统与PTC加热的节能比较



2  新能源汽车热泵系统开发重点


2.1  系统充注量

任何制冷/热泵系统在实际应用前都需要进行最佳的充注量试验。系统的充注量是否合适将会对系统的性能有着直接影响。刘杰等和周光辉等的研究均表明:制冷剂的充注量不足会导致压缩机吸气过热度过大,排气温度过高;充注量过多则会导致排气压力过高,过热度过小的影响。因此,研究合适的制冷剂充注量对系统高效稳定运行具有重要的意义。

对于制冷系统而言,其充注量大致由系统内各个管路及零部件内容积确定。而其具体数值则由不同零部件内单相区的平均密度和两相区的空泡系数有关。张春路对于一个带气分的热泵系统研究表明,在制冷模式下超过60%的制冷剂分布在冷凝器中,而蒸发器内的制冷剂由于压力低,体积孔隙率大,而其包含的制冷剂并不多。此外压缩机内,也有相对一部分的制冷剂溶于润滑油中。制热模式时,由于室内换热器容积较小,其制冷剂含量占比小于制冷模式。并且气液分离器中制冷剂含量上升明显如图11、图12所示。说明在相同的吸排气管路径容积运行下,制热模式充注量不如制冷模式多。但若制热时的高压供液管容积若远大于制冷时或蒸发器内容积远大于冷凝器时,制热模式时的制冷剂容量将比制冷模式时需求的更多。


图11  制冷工况下制冷剂在系统内分布


图12  制热工况下制冷剂在系统中的分布

然而,对于在冷凝器后布置有储液罐的系统,其中所充注的多余制冷剂将会以液态方式存贮在其内部。并且,随着充注量的不断增大,储液罐中所含制冷剂量将占比也将逐渐增大并与其实际容积有关。由于储液罐以高压液态方式存贮,在系统的充注量试验中将会出现一个明显的压力/过冷度平台。在平台期间,系统的制冷/制热量几乎不变且系统COP最大。

新能源汽车热泵系统中,制冷模式时的蒸发器和相应吸气管路和制热模式时的内部冷凝器管路在相反的模式将会被截止阀截止。因此,在不同模式下所实际需求的制冷剂充注量的差别将增大。由于储液罐的储液特性,其在制冷及制热模式时的充注量容易出现交叉平台,如图13、图14所示。而对于只有气液分离器的系统,其交叉平台可能会大大缩短甚至没有。此时,需额外考虑管路设计并实现不同模式下的制冷剂充注量平台。


图13  制冷模式下某新能源车充注量


图14  制热模式下某新能源车充注量

2.2  压缩机润滑油回油

在传统汽车空调中,系统各零部件只需承担单一制冷下的功能且各零部件都会参与进循环过程。而在添加热泵系统的功能后,系统内零部件和管路近似翻倍的增加。不仅大大提升了系统内容积和管路复杂度。在低温工况下,润滑油的粘度随着温度的降低而增大。故在低温环境下,润滑油的粘度过大将造成压缩机的启动困难,运动机构缺少润滑而功耗增大。

此外,现阶段的热泵管路及零部件多受限于各大车企的空间布置。因而,往往会出现不合理的管路走向且缺少类似家用空调中的回油设计。如过小的管径会引起压缩机吸气流阻的迅速增大和排气压力的上升,而过大的管径则会导致制冷剂流速过慢,润滑油回油不良的问题。在此情况下,压缩机的回油会进一步困难从而大大降低了热泵系统的能力及可靠性。另外,气液分离器通常布置与压缩机进口管路,其原本用作系统冷启动时避免制冷剂快速迁移和控制失控时液击损坏压缩机。但同时,也不可避免的将会把一部分润滑油分离其内。因此,气液分离器自身的回油孔设计也是压缩机残油率的影响关键因素之一。

当系统运行时,由于在蒸发器内与润滑油互溶的制冷剂受热蒸发而与润滑油发生分离而造成气液流速的不同而影响回油。特别的当压缩机转速越低,系统内质量流量较小时,对压缩机的回油越不利。

为解决系统压缩机的回油问题,热泵系统可考虑额外添加间歇性的回油策略。比如,在长时间低转速运行后,将压缩机的转速提高,从而通过制冷剂的高速流动将润滑油带回压缩机内。同时,在压缩机的设计上也可设置离心式挡油装置、内部压差回油的油路设计或在压缩机上布置一额外的油分离器。

2.3  系统结霜化霜

在热泵工况下,外部换热器需运行在蒸发模式。此时表面温度低于进风露点温度时,换热器表面处于湿工况,换热器表面结露。并且随着环境温度的降低,当其表面温度即低于露点温度又低于水的三相点温度时,空气内的水将会在换热器表面以固态凝结,发生结霜现象。

目前,普遍认为当环境温度介于-12.8 ℃和5.8 ℃,且相对湿度大于67%时,容易表面结霜,姜益强绘制了空气源热泵的理论结霜区。

当室外换热器结霜时,会使换热器自身空气流动阻力增大,风量减小,换热器换热温差增大,压缩机吸排气压差增大,制冷剂质量流量降低。从而导致压缩机耗功增大,供热能力显著降低。更为严重时,将会导致压缩机吸气压力小于环境大气压,压缩机吸入不凝性气体和发生停机保护。

从换热器自身的工艺角度应对凝结水和结霜时,一般采用亲水涂层和疏水涂层的方式。亲水涂层抑霜的机理是由于亲水涂料含有强吸水性物质,能够在结霜初期把凝结在冷表面上的水珠吸附到由涂料制成的亲水涂层内部,同时涂层内含有能降低水冰点的物质,使吸附到内部的水珠不发生冻结。此外,与普通铝箔相比,亲水铝箔表面残留化霜水的蒸干率明显快于不同铝箔,即使出现结霜现象,亲水换热器表面的霜层更容易在除霜过程中被完全除掉,而普通铝箔表面的残留水珠容易进入相邻的结霜循环,从而形式二次结霜。

此外,还应通过抑制结霜和快速化霜的逻辑以解决此问题。当换热器表面结霜时,理应快速判断并尽快开始除霜。常规的除霜监控方式有定时除霜控制法,温度-时间除霜控制法,内,外双传感器除霜控制法、温差-时间除霜控制法、空气压差除霜控制法、风机电流和蒸发温度联合控制除霜法、模糊智能控制除霜法等。目前,在电动汽车热泵系统中常用的方法主要结合传感器的室外双传感器除霜控制方法——即检测室外环境温度和蒸发温度的两者之差作为除霜判断依据。但这种方式无法考虑湿度的影响。同时,由于车辆行驶工况的复杂,在不同行驶速度下和冷却风扇功率的下迎面风速也一直变化。此时,需要经过多次的标定作为除霜的判断依据。


图15  理想的除霜控制过程

而对于除霜工作模式而言,可通过逆循环除霜法,热气旁通法,显热除霜等实现。逆循环化霜法即系统从原来的热泵模式切换为制冷模式。从能量分析来看,该化霜方法利用的能源主要来源与乘客舱内。会对乘员舱的温度造成较大的波动。同时,阀等机构的快速变化也会导致系统压力发生巨大的波动而产生噪声。热气旁通法,与显热除霜法皆是在系统内额外布置旁通管路将一部分制冷剂气体引入电磁阀或电子膨胀阀前,从而把高压或节流后的低压气体直接引入室外蒸发器内融霜后进入压缩机再次循环。

武卫东等经电动汽车热泵的除霜试验研究得出,与传统的逆循环相比热气旁通除霜法与显热除霜法时的高低压波动小于逆循环除霜。同时,系统融霜阶段的压焓图如图16所示,压缩机排气压力最高的为显热除霜法,其次为逆循环除霜法,最低的为热气旁通除霜法。最后比较得出,高压除霜耗时最短,最节能。而显热除霜下耗时最长,且耗能较多。


图16  3种除霜循环下的系统理论压焓图

但也有学者提出,在热气旁通的融霜阶段,吸气过热度一直维持在0℃,导致排气过热度不断降低,融霜后的制冷剂液体进入气液分离器。因此,这将会危及压缩机的安全。

2.4  不同电子膨胀阀控制

制冷系统的节流装置有毛细管、热力膨胀阀、电子膨胀阀等。电子膨胀阀相比热力膨胀阀有着控制偏差小,流量调节范围更大,允许负荷变化大等优良特性,十分符合空气源热泵系统对于全年广范温区下的系统控制要求。基于其灵活可调性,电子膨胀阀通过不同的反馈信号可实现制冷循环的过热度控制,过冷度控制和压缩机排气过热度(或排气温度)控制。

对于新能源汽车热泵系统而言,在不同的设计方案下,系统所需实现的控制方式不同。当系统中只能布置储液罐时,为了避免压缩机进口吸入大量制冷剂发生液击,系统需要控制合适的蒸发侧换热器的过热度。而当系统中,只能布置气液分离器且把其作为低压储液器时,蒸发器出口过热度为零。因此,此时的电子膨胀阀不能以蒸发器出口参数进行调节,只能通过系统内冷凝器侧的过冷度和排气温度来侧面控制整个系统的流量。



3  结束语


本文首先对多种新能源汽车热泵系统分别进行了优缺点的阐述,并对比分析了不同热泵下的系统性能。其次,在电动汽车设计方面,阐述了系统制冷制热下充注量,压缩机回油,冬季结化霜,不同的电子膨胀阀控制下所要关注的重点。虽然目前R134a空气源热泵效率较高。但由于其制冷剂物性,无法完全取消新能源汽车空调箱中的PTC。同时,结/化霜的问题仍未完全解决。在将来需要对新能源汽车热泵系统进行持续的优化改进,如商业化CO2汽车热泵空调系统,从而使新能源汽车热泵系统性能更优越,进而解决电动汽车续航里程焦虑的问题。




本文选自《制冷与空调》2020年7月刊72-81页;作者:赵宇  嵇天炜  瞿晓华  穆景阳;未经许可,不得转载



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