楊維平，侯 亮*，蔡惠坤，李勝玉

(1.廈門大學(xué)物理與機(jī)電工程學(xué)院，福建廈門361005;2.廈門廈工機(jī)械股份有限公司，福建廈門361023)

0 引言

冷卻風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩是挖掘機(jī)散熱系統(tǒng)中的重要組成部分，其性能的好壞直接關(guān)系到發(fā)動機(jī)是否能正常地運(yùn)轉(zhuǎn)。同時，隨著動力艙內(nèi)布局的逐漸復(fù)雜化，艙內(nèi)溫度也隨之上升，風(fēng)扇負(fù)荷不斷加大，噪聲問題變得突出［1］。如何在保證風(fēng)量的前提下降低風(fēng)扇噪聲已經(jīng)成為亟待解決的問題。

起初，對于風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩氣動性能的研究主要以風(fēng)道實驗為基礎(chǔ)。該方法成本高，優(yōu)化周期長，而且由于其性能評價均是在實驗條件下進(jìn)行，在實際中往往不能很好地發(fā)揮其作用。隨著CFD(computational fluid dynamics)理論及計算機(jī)技術(shù)的不斷發(fā)展，應(yīng)用流體仿真軟件研究風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩的氣動性能已經(jīng)成為可能。

國外學(xué)者很早就開始致力于這方面的研究，1998年，E.Coggiola 等［2］詳細(xì)介紹了CFD 數(shù)值計算方法;以某冷卻風(fēng)扇為研究對象，以Valeo 公司的風(fēng)扇試驗臺為基礎(chǔ)，探究了拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)、網(wǎng)格形式、邊界條件及模型維度等對仿真結(jié)果的影響。比較數(shù)值計算與試驗結(jié)果可知，CFD 仿真精度較高，是解決工程問題的一種可靠方法。近年來，將CFD 與CAA(computational aero acoustic)技術(shù)結(jié)合起來探究風(fēng)扇的氣動噪聲成為他們的研究重點(diǎn)。S.Rama Krishna 等［3］利用Fluent 軟件對某電機(jī)風(fēng)扇進(jìn)行了CFD 與CAA 分析，預(yù)測了其噪聲的主要來源及全局聲壓級大小;通過修改風(fēng)扇幾何參數(shù)，降低了氣動噪聲，并通過試驗驗證了數(shù)值計算結(jié)果。

國內(nèi)雖然在這方面的研究起步較晚，但也取得了一些成果。方建華等［4］對某型挖掘機(jī)冷卻風(fēng)扇流場進(jìn)行了模擬，分析了流場中的湍流分布，依據(jù)仿真結(jié)果及實際經(jīng)驗改進(jìn)了風(fēng)扇結(jié)構(gòu)。焦國旺等［5］利用CFX軟件對某型裝載機(jī)的導(dǎo)流罩流場進(jìn)行了仿真分析，找到了紊流噪聲的來源，并通過優(yōu)化導(dǎo)流罩形狀達(dá)到了降噪的目的。耿麗珍等［6］利用Fluent 軟件對某型汽車?yán)鋮s風(fēng)扇的氣動性能隨風(fēng)扇葉片參數(shù)變化的規(guī)律進(jìn)行了深入研究，結(jié)合仿真與實驗結(jié)果，對風(fēng)扇結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，并達(dá)到了降低風(fēng)扇氣動噪聲的效果。

基于CFD 的流體仿真技術(shù)雖然已經(jīng)比較成熟，但國內(nèi)對于風(fēng)扇性能研究所建立的流體域模型均是以國家標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)道為準(zhǔn)，而對處于實際安裝工況的風(fēng)扇性能研究較少;同時，單方面考慮降噪往往會帶來風(fēng)扇冷卻效果不佳等問題。

針對上述不足，本研究以某型挖掘機(jī)冷卻風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩為研究對象，建立其實際安裝工況下的流體域有限元模型。筆者利用穩(wěn)態(tài)仿真探究其在不同風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)參數(shù)下的風(fēng)量和噪聲變化情況，結(jié)合仿真結(jié)果與實際需要，指導(dǎo)風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩的選型。同時，對該流體域進(jìn)行瞬態(tài)仿真，分析風(fēng)扇噪聲的頻率特性，為企業(yè)針對低頻風(fēng)扇噪聲采取相關(guān)降噪措施提供指導(dǎo)意見。

1 風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩流場穩(wěn)態(tài)仿真

1.1 流體域有限元模型的建立

某型挖掘機(jī)最初使用的鐮刀型冷卻風(fēng)扇及孔板式導(dǎo)風(fēng)罩基本參數(shù)如表1所示。本研究根據(jù)廠家提供的二維圖紙，利用Pro/E 軟件建立風(fēng)扇的三維模型;忽略導(dǎo)風(fēng)罩厚度，建立其所包裹的流體域模型。

表1 某型挖掘機(jī)最初使用的鐮刀型冷卻風(fēng)扇及孔板式導(dǎo)風(fēng)罩基本參數(shù)

由于決定風(fēng)扇噪聲及風(fēng)量的主要因素是其葉片的相關(guān)參數(shù)，為了方便之后的有限元建模，在保證風(fēng)扇葉片不作任何修改的前提下，本研究將輪轂部分的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了簡化，用圓柱實體覆蓋了螺栓孔、曲面、倒圓角等復(fù)雜特征，以期在保證計算精度的同時降低對計算機(jī)硬件的要求。

簡化前、后冷卻風(fēng)扇三維模型對比如圖1所示。

圖1 簡化前后冷卻風(fēng)扇三維模型對比

本研究將簡化后的風(fēng)扇模型與導(dǎo)風(fēng)罩包裹的流體域模型按照實際工況進(jìn)行裝配，然后導(dǎo)入到Gambit 軟件中進(jìn)行前處理。利用布爾運(yùn)算，在導(dǎo)風(fēng)罩包裹的流體域體積里減去風(fēng)扇體積便得到了最終的流體域模型。對其采用Tet/Hybrid 網(wǎng)格劃分形式進(jìn)行網(wǎng)格劃分，以四面體網(wǎng)格為主，適當(dāng)包含六面體、錐形和楔形網(wǎng)格。為了選擇合適的網(wǎng)格大小，筆者分別用單元尺寸為4 mm、5 mm、6 mm、7 mm 和8 mm 對計算域進(jìn)行網(wǎng)格劃分，設(shè)置好同樣的邊界條件后進(jìn)行試算。

不同單元尺寸下有限元模型信息及穩(wěn)態(tài)仿真試算結(jié)果如表2所示。

由表2 可知，當(dāng)單元尺寸小于等于4 mm 時，網(wǎng)格數(shù)大，計算時間長，對計算機(jī)硬件的要求較高;而當(dāng)單元尺寸大于等于7 mm 時，雖然質(zhì)量流率還能保證一定的精度，但計算出來的風(fēng)扇噪聲已經(jīng)與實驗值相差很大，說明計算噪聲時，網(wǎng)格越精細(xì)越好。綜合考慮計算精度、硬件設(shè)備及計算時間，最后將單元尺寸確定為5 mm。

風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩流體域模型及其網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖2所示。

表2 不同單元尺寸下有限元模型信息及穩(wěn)態(tài)仿真試算結(jié)果

圖2 風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩流體域模型及其網(wǎng)格劃分結(jié)果

1.2 邊界條件的設(shè)定

本研究將流體域有限元模型導(dǎo)入到Fluent 軟件中進(jìn)行流場穩(wěn)態(tài)仿真。定義矩形面為壓力進(jìn)口邊界，設(shè)置其總壓為零;定義圓形面為壓力出口邊界，設(shè)置其靜壓為零;定義流體域為運(yùn)動參考系，設(shè)置其繞z 軸正方向沿逆時針旋轉(zhuǎn)速度為2 200 r/min;定義風(fēng)扇表面為旋轉(zhuǎn)壁面邊界，設(shè)置其相對流體域的速度為零，以模擬風(fēng)扇的旋轉(zhuǎn)過程;其他表面均默認(rèn)為靜止的無滑移壁面邊界。

為了選擇合適的求解方法，需先初步估算流體域的運(yùn)動情況。雷諾數(shù)是一種可以用來表征流體流動狀態(tài)的無綱量數(shù)，其計算公式為:

式中:ρ—流體密度，取標(biāo)準(zhǔn)大氣壓下空氣密度ρ=1.293 kg/m3;v—流體速度，依據(jù)廠家提供的實驗數(shù)據(jù)，在該轉(zhuǎn)速下進(jìn)風(fēng)口處流體的速度約為v=16 m/s;μ—流體的動力粘度系數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)大氣壓下，20 ℃時的空氣動力粘度系數(shù)μ=17.9 ×10－7Pa·s;d—特征長度，其計算公式為:

式中:S—流體流過的端面濕周，試取導(dǎo)風(fēng)罩矩形端周長為S=2.266 m;A—流體流過的端面面積，試取導(dǎo)風(fēng)罩矩形端面積為A=0.32 m2。

計算得流體域雷諾數(shù)Re=6.47 ×105，遠(yuǎn)大于處于湍流的雷諾數(shù)臨界值，故可判定其流動狀態(tài)為湍流。在仿真計算時，認(rèn)為其是不可壓縮流體，流動過程中無熱量交換，不考慮能量守恒方程，只考慮連續(xù)性方程和三維動量方程，且忽略重力對流場性能的影響［7］。指定進(jìn)、出口的湍流強(qiáng)度，其計算公式為:

湍流模型選用RNGk-ε 兩方程模型，在高雷諾數(shù)情況下，該模型考慮旋轉(zhuǎn)效應(yīng)，對強(qiáng)旋轉(zhuǎn)流動的計算精度比較高［8］。本研究采用Segregated/Implicit 求解器，并選用Simple 壓力修正算法求解速度與壓力的耦合;湍流能、湍流耗散項、動量守恒方程都采用二階迎風(fēng)格式離散［9］。設(shè)置好軟件的相關(guān)參數(shù)后便可進(jìn)行迭代求解，當(dāng)計算到各變量的殘差值及冷卻風(fēng)扇出口端的風(fēng)量達(dá)到穩(wěn)定時表明已經(jīng)迭代收斂。

1.3 穩(wěn)態(tài)計算結(jié)果

風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩表面靜壓分布情況如圖3所示。由圖3 可知，風(fēng)扇壓力面的靜壓越往葉尖其值越大，而吸力面出現(xiàn)局部位置靜壓值為負(fù)的情況;同時，孔板式導(dǎo)風(fēng)罩的4 個棱角處靜壓值最大且出現(xiàn)明顯的集中現(xiàn)象。

圖3 風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩表面靜壓分布情況

待流場穩(wěn)態(tài)計算結(jié)束后，啟用軟件中的Broadband Noise Sources 模塊計算噪聲。風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩表面聲功率分布如圖4所示。由圖4 可知，風(fēng)扇吸力面聲功率值明顯比壓力面大。結(jié)合靜壓云圖，風(fēng)扇在旋轉(zhuǎn)過程中，其吸力面會產(chǎn)生負(fù)壓，空氣在壓力作用下高速往吸力面流動，與其相互作用產(chǎn)生噪聲，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速在此過程中起了關(guān)鍵作用。同時，導(dǎo)風(fēng)罩4 個棱角處的聲功率值也比較突出，主要是由于該處結(jié)構(gòu)不平順，氣流在此處形成漩渦，造成渦流噪聲的緣故。

1.4 不同風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩的氣動性能仿真

影響風(fēng)扇噪聲及風(fēng)量的因素較多，而該冷卻風(fēng)扇為采購件，其選型主要考慮以下幾個參數(shù):風(fēng)扇轉(zhuǎn)速、安裝角度、等距葉片數(shù)量、導(dǎo)風(fēng)罩形式等。本研究通過修改廠家提供的鐮刀型風(fēng)扇，建立了不同風(fēng)扇參數(shù)及導(dǎo)風(fēng)罩形式的流體域模型，分別探究了這些參數(shù)對風(fēng)扇噪聲及風(fēng)量的影響，用來指導(dǎo)廠家采購噪聲最小且散熱性能最優(yōu)的風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩。

針對原始風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩形成的流體域模型，本研究計算了其在不同轉(zhuǎn)速下噪聲及風(fēng)量的變化情況，結(jié)果如圖5所示。由圖5 可知，隨著轉(zhuǎn)速的增大，風(fēng)量呈線性增加，風(fēng)扇噪聲也呈遞增趨勢?？梢娫跐M足風(fēng)量的前提下，降低轉(zhuǎn)速有利于降低風(fēng)扇噪聲。結(jié)合該公司同類型挖掘機(jī)的散熱性能經(jīng)驗數(shù)據(jù)，當(dāng)風(fēng)量為3 kg/s 左右時，就能滿足發(fā)動機(jī)在一般工況下的散熱要求［10］。即對于該型冷卻風(fēng)扇，當(dāng)其轉(zhuǎn)速為1 300 r/min時，就能提供散熱所需風(fēng)量。綜合考慮發(fā)動機(jī)的動力性、風(fēng)扇噪聲水平與風(fēng)量大小等，廠家最終將發(fā)動機(jī)最高轉(zhuǎn)速降至1 800 r/min。

圖4 風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩表面聲功率分布

圖5 不同轉(zhuǎn)速下風(fēng)扇噪聲及風(fēng)量的變化情況

安裝角定義為葉片切面與輪轂平面的夾角，它也是影響風(fēng)扇噪聲與風(fēng)量的重要因素之一。筆者通過修改原始風(fēng)扇三維模型，在保證其他參數(shù)不變的前提下，建立了不同安裝角風(fēng)扇與原始導(dǎo)風(fēng)罩形成的流體域有限元模型，分別對其在風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為1 800 r/min 時的流場進(jìn)行了計算。風(fēng)扇噪聲及風(fēng)量隨安裝角的變化情況如圖6所示。由圖6 可知，隨著安裝角的增大，風(fēng)量呈近線性增加，而風(fēng)扇噪聲在安裝角為35°時最低。

圖6 風(fēng)扇噪聲及風(fēng)量隨安裝角的變化情況

根據(jù)廠商提供的葉片數(shù)量可選值，本研究建立了不同葉片數(shù)量的風(fēng)扇與原始導(dǎo)風(fēng)罩形成的流體域有限元模型，在安裝角為35°及風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為1 800 r/min 的條件下，分別對其流場進(jìn)行了計算。風(fēng)扇噪聲與風(fēng)量隨葉片數(shù)量的變化情況如圖7所示。由圖7 可知，風(fēng)量隨著葉片數(shù)量的增加先逐漸遞增然后趨于平緩，在葉片數(shù)量為9 和11 時，風(fēng)扇噪聲水平均相對較低，而在葉片數(shù)為11 時，風(fēng)扇出口風(fēng)量達(dá)到最大值。結(jié)合散熱要求，本研究最終確定選擇11 葉片的風(fēng)扇。

圖7 風(fēng)扇噪聲與風(fēng)量隨葉片數(shù)量的變化情況

為了避免孔板式導(dǎo)風(fēng)罩4 個棱角處由于漩渦造成的渦流噪聲，建立與孔板式導(dǎo)風(fēng)罩進(jìn)風(fēng)面積相同的喇叭口式導(dǎo)風(fēng)罩模型，在其他條件一樣的前提下，與原始導(dǎo)風(fēng)罩進(jìn)行對比分析。風(fēng)扇與喇叭口式導(dǎo)風(fēng)罩表面靜壓分布如圖8所示。由圖8 可知，該型導(dǎo)風(fēng)罩靜壓分布均勻，有效地避免了孔板式導(dǎo)風(fēng)罩靜壓集中的缺點(diǎn)。

圖8 風(fēng)扇與喇叭口式導(dǎo)風(fēng)罩表面靜壓分布

本研究將兩種形式的導(dǎo)風(fēng)罩裝上同一款風(fēng)扇，在不同轉(zhuǎn)速下的噪聲及風(fēng)量變化情況如圖9所示。由圖9 可知，兩者所能提供的風(fēng)量基本一致，但裝上孔板式導(dǎo)風(fēng)罩時，其產(chǎn)生的聲功率值整體上要比裝上喇叭口式導(dǎo)風(fēng)罩產(chǎn)生的聲功率值大1.5 dB 左右，且隨著轉(zhuǎn)速的提高，該值有所提升。

1.5 結(jié)構(gòu)選型與結(jié)果分析

本研究綜合考慮安裝條件、風(fēng)量大小及噪聲水平等，結(jié)合散熱系統(tǒng)選型軟件Optimiser，確定了最適合該挖掘機(jī)的風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩型號，其基本參數(shù)如表3所示。

圖9 不同導(dǎo)風(fēng)罩形式對風(fēng)扇噪聲及風(fēng)量的影響

表3 推薦使用的冷卻風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩基本參數(shù)

本研究對優(yōu)化后的冷卻風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩形成的流體域再次進(jìn)行穩(wěn)態(tài)計算，得到優(yōu)化前后風(fēng)量與噪聲的對比情況如圖10所示。由圖10 可知，在提供相同風(fēng)量的前提下，優(yōu)化后風(fēng)扇噪聲在各個轉(zhuǎn)速下均比原始風(fēng)扇噪聲低1.5 dB 左右。

圖10 優(yōu)化前后風(fēng)扇噪聲及風(fēng)量對比

2 風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩流場瞬態(tài)仿真

2.1 瞬態(tài)仿真前處理

本研究通過對風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩形成的流體域進(jìn)行穩(wěn)態(tài)仿真，定性分析了風(fēng)扇在旋轉(zhuǎn)過程中噪聲產(chǎn)生的機(jī)理及風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對噪聲與風(fēng)量的影響，為選擇最適合該挖掘機(jī)的風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩型號提供了參考意見。但單從選型的角度去降低風(fēng)扇噪聲還很難達(dá)到人們所希望的程度。為了從吸聲、隔聲的角度更進(jìn)一步降低風(fēng)扇噪聲，不得不研究其頻率特性。

本研究利用Fluent 軟件對風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩形成的流體域進(jìn)行瞬態(tài)仿真分析，采用Lighthill 的聲學(xué)近似模型，將聲音的產(chǎn)生和傳播過程分別進(jìn)行計算，得到噪聲的頻率特性。考慮到與流場流動的能量相比，聲波的能量要小幾個數(shù)量級，計算氣動噪聲的生成與傳播所用的網(wǎng)格需要足夠精細(xì)。瞬態(tài)仿真中，單元尺寸定義為4 mm。筆者采用動網(wǎng)格模型定義風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，啟用大渦模型進(jìn)行聲場模擬，利用PISO 算法進(jìn)行壓力與速度耦合求解，其他設(shè)置與穩(wěn)態(tài)仿真相同。

一個時間序列做快速傅立葉變換的最高頻率可用如下公式計算:

式中:f—分析的最高頻率，Hz;Δt—時間步長，s。

根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)，在實際工程中，企業(yè)一般關(guān)注頻率在10 000 Hz 以內(nèi)的噪聲特性［11］。由式(4)計算可得相應(yīng)的時間步長為5 ×10－5s。初步估算空氣流過該流體域的時間大約為0.007 s，為了模擬其整個流動過程，對該流體域進(jìn)行足夠長時間的仿真。設(shè)置時間步數(shù)為1 000步，模擬流體在0.05 s 內(nèi)的流動。兼顧計算精度與迭代速度，將每時間步長的最大迭代次數(shù)設(shè)置為40次［12］。當(dāng)計算到各變量的殘差收斂以及風(fēng)扇出口處風(fēng)量穩(wěn)定時本研究啟用FW-H 噪聲模塊。定義風(fēng)扇為噪聲源，根據(jù)GB/T2888-91《風(fēng)機(jī)和羅茨鼓風(fēng)機(jī)噪聲測量方法》設(shè)置噪聲監(jiān)測點(diǎn)。由于國標(biāo)規(guī)定的監(jiān)測點(diǎn)已經(jīng)超出該流體域，噪聲接收點(diǎn)最終定義在風(fēng)扇出口端圓心上。設(shè)置好參數(shù)后繼續(xù)進(jìn)行迭代直至噪聲結(jié)果穩(wěn)定。

2.2 結(jié)果分析

風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)噪聲的頻率主要與葉片數(shù)量及其轉(zhuǎn)速大小成正比，從旋轉(zhuǎn)噪聲的強(qiáng)度來看，其基頻最強(qiáng)，其次是二次諧波，總的趨勢是逐漸遞減?？紤]到瞬態(tài)計算時間較長，僅將風(fēng)扇葉片數(shù)作為變量進(jìn)行仿真分析，可以根據(jù)結(jié)果推斷不同轉(zhuǎn)速下風(fēng)扇噪聲頻譜的大致變化規(guī)律，進(jìn)而為降噪提供依據(jù)。瞬態(tài)仿真中不同葉片數(shù)風(fēng)扇噪聲與風(fēng)量的變化情況如圖11所示。噪聲與風(fēng)量隨葉片數(shù)量的變化情況與穩(wěn)態(tài)求解時的結(jié)果非常符合，葉片數(shù)為11 時噪聲值達(dá)到最小。

圖11 風(fēng)扇噪聲與風(fēng)量隨葉片數(shù)的變化情況

由于篇幅限制，提取葉片數(shù)為11 時的風(fēng)扇噪聲頻譜1/3 倍頻如圖12所示。由圖12 可知，風(fēng)扇產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)噪聲最大值均出現(xiàn)在500 Hz 以下，即低頻段。低頻噪聲衰減慢，穿透力強(qiáng)，直接影響駕駛舒適性。在進(jìn)行相關(guān)降噪措施時，要有針對性的對低頻噪聲進(jìn)行處理。筆者建議廠家在動力艙內(nèi)表面貼針對低頻噪聲的吸聲材料，且適當(dāng)增加風(fēng)扇附近的吸聲材料厚度。

圖12 葉片數(shù)為11 的風(fēng)扇噪聲頻譜1/3 倍頻

3 結(jié)束語

基于CFD 理論的流場仿真成本低，且操作簡單，已經(jīng)成為探究流場性質(zhì)的重要方法。本研究針對某型挖掘機(jī)冷卻風(fēng)扇出口端噪聲值過大的問題，以冷卻風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩形成的流體域為研究對象，詳細(xì)介紹了其流場有限元模型的建立過程，以風(fēng)量與噪聲為評價指標(biāo)，利用穩(wěn)態(tài)分析法探究了風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)參數(shù)對其影響，綜合考慮安裝條件及發(fā)動機(jī)性能等，最終確定使用直徑為490 mm，葉片數(shù)為11，安裝角為35°的鐮刀型冷卻風(fēng)扇。導(dǎo)風(fēng)罩換用喇叭口式導(dǎo)風(fēng)罩，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速降至1 800 r/min。

本研究通過瞬態(tài)仿真，確定了風(fēng)扇產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)噪聲均處于低頻段，建議在該型挖掘機(jī)動力艙內(nèi)表面貼針對低頻噪聲的吸聲材料。

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