anÁlise experimental do coeficiente de …

V CONGRESSO NACIONAL DE ENGENHARIA MECÂNICA V NATIONAL CONGRESS OF MECHANICAL ENGINEERING

25 a 28 de agosto de 2008 – Salvador – Bahia - Brasil August 25 – 28, 2008 - Salvador – Bahia – Brazil

ANÁLISE EXPERIMENTAL DO COEFICIENTE DE PERFORMANCE DE UM REFRIGERADOR DE PEQUENO PORTE OPERANDO COM

MISTURAS ZEOTRÓPICAS Igor Marcel Gomes Almeida, [email protected]

Washington Batista de Lima, [email protected]

Levi Barreto Barros, [email protected]

Cleiton Rubens Formiga Barbosa, [email protected]

Francisco de Assis Oliveira Fontes, [email protected]

Felipe Bento de Albuquerque, [email protected]

1Universidade Federal do Rio Grande do Norte, Campus Universitário, S/N, Lagoa Nova. Natal-RN, 59072-970

Resumo: O coeficiente de performance (COP) é um parâmetro fundamental na análise das instalações frigoríficas. O

COP do ciclo real, para as mesmas condições de operação, é sempre menor do que o do ciclo ideal. Para o ciclo

teórico, o COP é função somente das propriedades do fluido de trabalho (refrigerante). Para o ciclo real, entretanto, o

desempenho é fortemente dependente das propriedades na sucção do compressor e das características do compressor,

condensador, evaporador e do dispositivo de controle do fluxo de refrigerante (tubo capilar ou válvula de expansão).

Foi desenvolvida uma bancada experimental para análise de um refrigerador de pequeno porte, onde sensores de

temperatura e de pressão foram incorporados ao longo do circuito frigorífico com sistema de aquisição de dados

computadorizado, permitindo o mapeamento das propriedades termodinâmicas de interesse. Foram analisados os

parâmetros de performance do refrigerador com R401-a para diferentes condições de operação: convecção natural e

forçada do condensador e inserção de misturador para uniformização da temperatura na câmara fria.

Palavras-chave: coeficiente de performance, blends, mistura zeotrópica, refrigeração

1. INTRODUÇÃO

Nos últimos anos, os setores de refrigeração e de ar condicionado entraram em uma discussão sobre os impactos

ocasionados sobre o meio ambiente, em especial à camada de ozônio, pelas substâncias utilizadas como os CFCs

(Clorofluorcarbonos). Neste sentido, de acordo com a resolução 267 de 14 de setembro de 2000, do Conselho Nacional

do Meio Ambiente – CONAMA, ficou estabelecida a proibição, em todo território nacional, da utilização do CFC-11,

CFC-12, além de outras substâncias que agridem a camada de ozônio, em instalações de ar condicionado central,

instalações frigoríficas com compressores de potência unitária superior a 100 HP e em sistemas de ar condicionado

automotivo. Tornou-se proibida, a partir de primeiro de janeiro de 2001, a utilização dessas substâncias em

refrigeradores e congeladores domésticos, e em todos os demais equipamentos e sistemas de refrigeração. Assim, têm-

se recorrido a operações de retrofit de fluidos refrigerantes nestes equipamentos com idade de até 10 anos, não sendo

aconselhável esta operação em unidades mais antigas devido ao desgaste mecânico que os trocadores de calor destes

podem apresentar. De acordo com Gouvêa et al.(2004), o retrofit deve ser conduzido, naturalmente, por profissionais

capacitados, que levem em conta critérios para escolha do refrigerante alternativo, os quais incluem temperaturas de

evaporação e de descarga, tipo de compressor, consumo de energia, custo do sistema, compatibilidade com o filtro

secador e com o isolamento elétrico do motor, além da miscibilidade do óleo com o refrigerante alternativo. De acordo

com Havelský (2000), a decisão relativa à substituição de fluidos refrigerantes depende não só das possibilidades

técnicas existentes, mas também dos fatores relativos à eficiência econômica dos custos investidos na substituição do

CFC’s, economia de operação com o novo refrigerante, grau de risco no que diz respeito à condição técnica do

dispositivo, possibilidades de serviço, entre outras, sendo estas características mais relevantes para grandes processos de

atualização de equipamentos, ou seja, um grande número de máquinas. Assim, surgem recentemente os chamados

refrigerantes alternativos ou ecológicos e também as misturas, que são os blends, estas misturas combinam as

propriedades mais favoráveis de cada um dos seus constituintes, cobrindo a mais ampla faixa de temperaturas de

evaporação.

V C o n gr e s s o N a c i o na l d e E n g e n ha r i a M e c â n i c a , 18 a 2 1 d e A g os t o 20 0 8 , S a lv a d or -B a h i a

1.1. Coeficiente de Performance (COP)

Um sistema de refrigeração pode ser analisado em termos de sua eficiência energética através do COP, uma

grandeza adimensional. O COP é comumente utilizado para se avaliar a relação entre a capacidade de refrigeração

obtida e o trabalho gasto para tanto, sendo definido como na Eq. (1) abaixo.

•

•

=

C

E

W

QCOP (1)

Onde EQ•

é a potência de refrigeração (kW) e CW•

é a potência de compressão (kW). As potências de compressão

e de refrigeração podem ser obtidas através de balanços de energia no compressor e no evaporador, respectivamente.

Desta forma, o coeficiente de performance pode ser representado na forma clássica, segundo a Eq. (2) abaixo.

(2)

COP = (h1 − h4 ) (h2 − h1 )

Onde h corresponde à entalpia específica nos pontos correspondentes do ciclo de compressão (Ponto 1 – Saída do

evaporador/entrada do compressor; Ponto 2 – Saída do compressor/entrada do condensador; Ponto 3 – Saída do

condensador/entrada da válvula de expansão; Ponto 4 – Saída da válvula de expansão/entrada do evaporador). Quando

da utilização da Eq. (2) nos cálculos do COP os fluxos de massa serão cancelados. No procedimento experimental e nos

cálculos para obtenção do COP será feito o uso do software COOLPACK para obtenção dos diagramas P-h com a

representação do ciclo em questão para as várias condições de operação da unidade de refrigeração e obtenção das

características de operação. A propriedade termodinâmica de entalpia ao longo do circuito frigorífico foi obtida

mediante o conhecimento de duas outras propriedades fundamentais, a pressão e a temperatura.

1.2. Misturas Zeotrópicas

Como dito anteriormente, os blends surgiram da necessidade de substituição dos refrigerantes tradicionais por

outros que apresentassem pequeno ou nenhum potencial de depleção da camada de ozônio. Um grupo existente destes

refrigerantes são as misturas zeotrópicas onde diferentes composições de vapor e líquido estão em equilíbrio, que de

acordo com Rajapaksha (2007), tem como resultado direto a mudança de fase não-isotérmica durante a condensação e

evaporação, ou seja, a chamada temperatura glide, que para misturas com variação desta em torno de C5o ou mais,

oferecem um potencial teórico para aumentar a performance e eficiência energética de sistemas de compressão de

vapor, e indiretamente apresenta outras vantagens, como: o compressor trabalha à faixa de pressões relativamente

reduzidas, aumentando o COP; relativo à refrigerantes CFC, menor trabalho de compressão para se obter uma

capacidade de refrigeração semelhante. De acordo com Stoecker et al. (2002), a utilização destas misturas tende a

afastar o ciclo real em relação ao de Carnot devido a estas mudanças de fase não-isotérmicas, mas mesmo assim

consegue-se um aumento de performance teórica, devido principalmente a estes fluidos refrigerantes requererem uma

menor relação entre pressões de condensação e evaporação para praticamente um mesmo efeito frigorífico em relação

ao CFC-12, o que sempre é desejado do ponto de vista da eficiência energética já que desta forma consome-se menos

trabalho de compressão. Porém, estes apresentam inconvenientes quando do projeto dos trocadores de calor pelos

métodos tradicionais LMTD ou NTU, devido o processo de mudança de fase ser não-isotérmico e as variações do Pc e

do coeficiente de transferência de calor do refrigerante serem relativamente mais elevados, devido aos efeitos da

composição da mistura. Desta forma, alterações na composição da mistura causam variações das temperaturas do

equipamento, COP e etc, em comparação com o projeto original do equipamento, destinado à utilização de CFC´s.

Neste trabalho, será utilizado o refrigerante R-401a (Suva MP-39) produzido pela DuPont e de seguinte composição:

R22 (53%), R152a (13%), R124 (34%) sendo as frações em massa e temperatura glide de C595 o, ; para avaliação da

performance da unidade sob as variadas condições de operação, já que este blend é substituto ao R-12 e não é necessária

a adaptação de componentes do sistema a esse novo refrigerante.

2. PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL 2.1. Aparato Experimental

A unidade de refrigeração utilizada consistia de um refrigerador doméstico de pequeno porte usado para

resfriamento de água potável com as seguintes características: evaporador inundado, condensador arrefecido à ar,

compressor para R-12, filtro secador e tubo capilar. Este equipamento foi instrumentado com dois manômetros

instalados diretamente na tubulação de baixa e alta pressão e com um controlador digital de temperatura (CDT), que foi


instalado no reservatório de água de modo a se obter um set-point para desligamento do compressor à medida que a

temperatura desta atingisse determinado valor especificado no mostrador digital, nas figuras (1) e (2) pode-se observar

uma vista geral do equipamento, a unidade de refrigeração com o CDT, as tomadas de pressão dos dois manômetros e o

sistema de aquisição de dados.

Figura 1. Vista frontal da unidade.

Figura 2. Representação esquemática das tomadas de pressão e temperatura


A unidade é de fabricação da Genarex e tem as seguintes características: modelo AMHB 220/60 R12, carga de

refrigerante de 65 gramas, teste de pressão de alta, 1,26 MPa e de baixa, 0,15 MPa. O compressor é de fabricação da

Embraco de especificação EM20BR com referência comercial de 1/12 HP, para aplicações de baixa, média e alta

pressão de retorno (L/M/HBP), eficiência isoentrópica de 0,85, faixa de temperatura de evaporação de C35o− até

C15o+ e temperatura ambiente máxima de C32o . Ao longo do ciclo de refrigeração foram instalados seis termopares

tipo K nos pontos estratégicos de um ciclo de refrigeração por compressão. A instalação destes termopares foi feita

mediante preparo da superfície das tubulações com limpeza e lixamento, seguida de solda com estanho para melhor

fixação deste sobre a superfície da tubulação, como o ambiente de ensaio era climatizado, isolaram-se ainda os

termopares para evitar entradas interferentes na medição. Estes termopares foram conectados a uma placa de aquisição

de dados ligada a um computador, sendo o mapeamento das temperaturas realizado mediante utilização do software

MEASUREMENT & AUTOMATION EXPLORER, com uma taxa de aquisição de um ponto de temperatura por

segundo durante o tempo de cada ensaio, sendo possível então obter-se gráficos de distribuição de temperaturas. As

variações das condições de operação do equipamento foram obtidas com a utilização de um agitador rotativo para

uniformização da temperatura na câmara fria e uso de um ventilador de fluxo axial para arrefecimento forçado do

condensador.

2.2. Avaliação Experimental

Os ensaios realizados visaram à determinação da performance do sistema mediante variação das condições

operacionais do equipamento, desta forma, foram feitos os seguintes ensaios: com agitador na câmara fria e sem

ventilador no condensador (ensaio 1), sem agitador na câmara fria e com ventilador à 300 mm do condensador na

velocidade de 1400 RPM (ensaio 2), com agitador na câmara fria e com ventilador à 300 mm do condensador na

velocidade de 1400 RPM (ensaio 3), sem agitador na câmara fria e sem ventilador no condensador (condição de

operação tradicional, ensaio 4), sem agitador na câmara fria e com ventilador à 300 mm do condensador com

velocidade de 1180 RPM (ensaio 5), com agitador na câmara fria e ventilador à 300 mm do condensador com

velocidade de 1180 RPM (ensaio 6). Para todas as condições de ensaio, o volume de água presente na câmara fria foi de

1,5 litros e o set-point ajustado para C6 o , que é um valor convencional de temperatura para sensação térmica agradável.

Após o início do funcionamento da unidade, considerou-se um tempo de estabilização de funcionamento de 5 minutos

para cada ensaio, já que se trata de um sistema de pequeno porte. Após a estabilização, leram-se as pressões de alta e

baixa para posterior determinação do ciclo termodinâmico indicado em diagramas P-h. As figuras (3) à (8) mostram os

resultados obtidos com o mapeamento das temperaturas dos pontos estratégicos do ciclo ao longo do período de

resfriamento da água até C6 o , e os diagramas P-h respectivos à cada condição de ensaio, traçados com a utilização do

software COOLPACK, sendo as características do ciclo obtidas mediante fornecimento de valores de pressão e

temperatura em diversos pontos ao longo do equipamento. Vale ainda ressaltar que as perdas de pressão no interior das

tubulações foram desprezadas, pois se trata de um sistema de pequeno porte e o comprimento equivalente da tubulação

não é significante para introdução de faixa de erros mensuráveis. Os gráficos de mapeamento de temperaturas abaixo

mostrados, apresentam somente uma representação das magnitudes de temperaturas ocorridas ao longo dos pontos de

medição, não sendo utilizados para determinação do coeficiente de performance e demais parâmetros, sendo isto

realizado mediante conhecimento apenas das pressões nestes pontos, que em seguida são introduzidos no software

utilizado, onde se obtêm a temperatura real do fluido sob determinada pressão.

Mapeamento de temperaturas Diagrama P-h

0 200 400 600 800 1000 1200-10

-5

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

55

60

65

70

Gelagua com agitador

Tempo (s)

E . evaporador S. condensador E. condesador S. evaporador Ambiente Água

Tem

pera

tura

(°C

)


Figura 3. Ensaio 1 (com agitador na câmara fria e sem ventilador no condensador).


0 1000 2000 3000 4000 5000-10

-5

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

55

60

65

70

Tem

pera

tura

(°C

)

Tempo (s)

E.evaporador S.condensador E.condensador S.evaporador Ambiente Água

Gelagua com convecção forçada no condensador

Figura 4. Ensaio 2 (sem agitador na câmara fria e com ventilador à 300 mm do condensador na velocidade

de 1400 RPM).


-200 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600-10

-5

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

55

60

65

70

tem

pera

tura

(°C

)

Tempo (s)


Gelagua com convecção forçada no condensador e no evaporador

Figura 5. Ensaio 3 (com agitador na câmara fria e com ventilador à 300 mm do condensador na velocidade

de 1400 RPM).



0 1000 2000 3000 4000 5000 6000-10

-5

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

55

60

65

70

Tem

pera

tura

(°C

)

Tempo (s)


Gelagua Simples

Figura 6. Ensaio 4 (sem agitador na câmara fria e sem ventilador no condensador).


0 200 400 600 800 1000 1200-10

-5

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

55

60

65

70

Tem

pera

tura

(°C

)

Tempo (s)


Gelagua com convecção forçada no condensador

Figura 7. Ensaio 5 (sem agitador na câmara fria e com ventilador à 300 mm do condensador com velocidade

de 1180 RPM).


0 200 400 600 800 1000 1200-10

-5

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

55

60

65

70

Tem

pera

tura

(°C

)

Tempo (s)


Gelagua com convecção forçada no condensador e no evaporador


Figura 8. Ensaio 6 (com agitador na câmara fria e ventilador à 300 mm do condensador com velocidade de

1180 RPM).

As demais características de operação da unidade sob as diversas condições de ensaio são mostradas na Tab. (1), onde

as pressões indicadas são as manométricas, para determinação dos parâmetros de eficiência do equipamento utilizaram-

se as pressões absolutas. Vale ressaltar que se considerou uma incerteza de ± 0,5 °C nas medições de temperatura

efetuadas sobre as tubulações do equipamento e a incerteza das medições de pressão estabelecida como ± 5 kPa, ou

seja, metade da divisão da escala do instrumento. A determinação da incerteza dos COP´s foi feita mediante utilização

da Lei de Gauss, conforme Link (1997) e está apresentada na Tab. (1) abaixo.

Tabela 1. Resultados operacionais obtidos mediante utilização do software COOLPACK

Ensaio 1 Ensaio 2 Ensaio 3 Ensaio 4 Ensaio 5 Ensaio 6

AP (kPa) 1100 ± 5 900 ± 5 900 ± 5 1100 ± 5 950 ± 5 900 ± 5

BP (kPa) 140 ± 5 120 ± 5 115 ± 5 120 ± 5 140 ± 5 115 ± 5

EQ (kJ/kg) 180,17 163,456 154,181 150,399 156,038 157,587

CQ (kJ/kg) 233,577 210,589 209,461 216,157 206,537 206,709

COP 3,37± 0,25 3,47± 0,25 2,79± 0,25 2,29± 0,25 3,09± 0,25 2,67± 0,25

W (kJ/kg) 53,407 47,133 55,280 65,758 50,499 59,122

3. RESULTADOS E DISCUSSÕES Analisando o gráfico de distribuição de temperaturas da água mostrado na Fig. (9), pode-se observar que para a

água atingir a temperatura de Co6 , ensaios 2 e 4 apresentaram maior duração, com 1 hora e 3 minutos e 1 hora e 8

minutos, respectivamente. A ocorrência disso se deve ao fato da não existência de convecção forçada no condensador e

no evaporador, o que levou à formação de camada de gelo ao longo do evaporador, introduzindo grande gradiente de

temperaturas ao longo da câmara fria, já que o sensor de temperatura estava localizado na região central do reservatório

cilíndrico de água, como pode ser observado na Fig. (10). Do ponto de vista das performances destes dois ensaios, o de

número 2 apresentou melhor coeficiente, de acordo com a tabela 1.

0 1000 2000 3000 4000 5000

5

10

15

20

25

30

Tem

pera

tura

(°C

)

Tempo (s)

Ensaio 04 Ensaio 01 Ensaio 02 Ensaio 03 Ensaio 05 Ensaio 06

Figura 9. Distribuição de temperaturas da água.

Os ensaios 1 e 3 apresentaram duração intermediária entre todos os ensaios, com tempos de 22 minutos e 23

minutos, respectivamente. Ambos apresentam convecção forçada no evaporador (agitador), o que traduz o perfil linear

de decaimento de temperatura da água. Esta diminuição no tempo de resfriamento da água se deveu ao fato da

existência de convecção forçada no evaporador, diminuindo radialmente o gradiente de temperaturas ao longo da

câmara fria. O ensaio 1 apresentou maior COP em relação ao de número 3. Os ensaios 5 e 6 tiveram as menores

durações, com os tempos de 18 minutos e 20 minutos, respectivamente. Com relação ao ensaio 6 especialmente, apesar

de não apresentar convecção forçada no evaporador, não se constatou formação de camada de gelo na câmara fria, o que

provavelmente influenciou no menor tempo de ensaio. O COP do ensaio 5 se apresentou maior que do ensaio 6. Vale


ressaltar que se considerou uma incerteza de ± 0,5 °C nas medições de temperatura efetuadas sobre as tubulações do

equipamento.

De acordo com as observações experimentais pôde-se concluir que a existência de convecção forçada no

condensador provocou um acréscimo no valor do COP em relação aos ensaios com o equipamento original, isto é, com

condensador de convecção natural. O ensaio com ventilador à maior rotação apresentou melhor performance, isto se

deve à diminuição da pressão de alta, já que a redução da pressão de baixa é insignificante para as condições em estudo.

Vale ressaltar que os COP´s determinados não levaram em consideração a potência consumida pelo ventilador. Pode-se

concluir também que os ensaios só com convecção forçada no evaporador se apresentaram com melhor performance do

que a forma de operação tradicional destes equipamentos de refrigeração, além de proporcionar menores tempos de

resfriamento da água. Os ensaios com ventilador à máxima rotação apresentam maior troca de calor no condensador, o

que era de se esperar. Nos ensaios com condição de convecção forçada no evaporador também apresentaram maiores

trocas de calor, neste caso com a água. Desta maneira, analisando as condições acima e o tempo para se obter a

temperatura desejada da água, pode-se indicar a condição ótima de operação para os ensaios realizados com sendo a

referente ao ensaio 1, pois apresentou tempo muito pequeno de resfriamento com COP elevado. Do ponto de vista do

refrigerante utilizado, por se tratar de uma mistura zeotrópica, pode ter acarretado ineficiência dos trocadores de calor,

que segundo Rajapaksha (2007), erros de até 50% na estimativa da área de troca de calor podem ocorrer quando se

utilizam métodos tradicionais de dimensionamento de trocadores de calor, como o LMTD e o NTU com utilização de

fluidos de trabalho do tipo blend. Porém, o uso desses refrigerantes reduzem a faixa de pressões de operação do

compressor, aumentando o COP e ainda requerem menor trabalho de compressão quando comparados a refrigerantes do

tipo CFC.

4. CONCLUSÕES

Com base na experimentação, conclui-se que:

a) A convecção forçada do evaporador reduz em 67% o tempo de operação para se atingir o set-point, com

redução significativa do consumo de energia elétrica.

b) O efeito da convecção forçada no evaporador é mais significativo do que o obtido pela convecção forçada no

condensador.

c) O COP do refrigerador aumentou em 51% com a convecção forçada em relação ao COP do equipamento

original, projetado para operar com CFC´s.

d) Os ensaios com convecção forçada no condensador apresentaram redução no COP de aproximadamente 20%,

após indução de convecção forçada no evaporador.

5. AGRADECIMENTOS

Em especial ao Grupo de Estudos de Tribologia (GET) da UFRN, por disponibilizar o sistema de aquisição de

dados computadorizado.

6. REFERÊNCIAS Gouvêa, P.E.M., Freitas, R., Souza, A.C.C., Silveira, J.L., 2004, “Estudo da substituição de fluidos refrigerantes em

sistema de refrigeração e ar condicionado por compressão de vapor”, Revista Ciências Exatas, UNITAU, Vol. 9/10,

Taubaté, Brazil, pp. 43-46.

Havelský, V., 2000, “Investigation of refrigerating system with R12 refrigerant replacements”, Applied Thermal

Engineering, Vol. 20, pp. 133-140. Halimic, E., Ross, D., Agnew, B., Anderson, A., Potts, I., 2003, “A comparison of the operating performance of

alternative refrigerants”, Applied Thermal Engineering, Vol. 23,pp. 1441-1451.

Rajapaksha, L., 2007, “Influence of special attributes of zeotropic refrigerant mixtures on design and operation of

vapour compression refrigeration and heat pump systems”, Energy Conversion and Management, Vol. 48, pp. 539-

545.

Link, W. “ Metrologia Mecânica – Expressão da Incerteza de Medição”, 1ª.ed. São Paulo. V.01. 174 p. 1997.

Stoecker, W.F., Jabardo, J.M.S, “Refrigeração Industrial”, 2ª ed. Ed. Edgard Blucher. São Paulo. 384 p. 2002.

7. DIREITOS AUTORAIS

Os autores são os únicos responsáveis pelo conteúdo do material impresso incluído deste trabalho, está autorizada a

reprodução deste material para fins acadêmicos e científicos.


EXPERIMENTAL ANALYSIS OF A PERFOMANCE COEFFICIENT FROM A SMALL REFRIGERATOR WORKING WITH ZEOTROPIC MIXTURES

Igor Marcel Gomes Almeida, [email protected]

Washington Batista de Lima, [email protected]

Levi Barreto Barros, [email protected]

Cleiton Rubens Formiga Barbosa, [email protected]

Francisco de Assis Oliveira Fontes, [email protected]

Felipe Bento de Albuquerque, [email protected]

1Universidade Federal do Rio Grande do Norte, Campus Universitário, S/N, Lagoa Nova. Natal-RN, 59072-970

Abstract: The coefficient of performance (COP) is a fundamental parameter to analyze the refrigerating plants. The

real cycle COP, for the same operational conditions, is always minor than the ideal cycle. For the theoretical cycle, the

COP is only function of the working fluid proprieties (coolant).For the real cycle, however, the performance is strongly

dependent of the compressor suction proprieties and the compressor, condenser and the coolant flow control device

(capillary tube or expansion valve). It was developed a test rig to analyze one small refrigerator, temperature and

pressure sensors were coupled to the refrigerating circuit with computerized data acquisition system, allowing the

mapping of the interest thermodynamic proprieties. The performance parameters were analyzed with the R401-a as

coolant in several operational conditions: Natural and forced convection and using a mixer to have a homogeneous

temperature in the cold chamber.

Key-words: coefficient of performance, blends, zeotropic mixture, refrigeration

anÁlise experimental do coeficiente de …

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