[下载]二级齿轮[课程设计] 设计说明书 [复制链接]

文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一．设计任务书 hhVyz{u  
=8F]cW'1`  
设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。 :{Crc   
1.运输带工作拉力F=2.5 KN j3`"9bY  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S aD,(mw-7r  
3.滚筒直径     D=200 mm On{p(|l  
4.滚筒效率n=0.96 p;VHg  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； <U ?_-0  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 H/Fq'FsQB  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 \D37l_  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 9"YOj_z  
部件：1电动机 [j:]YR  
      2V带传动或链传动 wKq-|yf,  
      3减速器 naT;K0T=  
      4联轴器 bQ"w%!  
      5输送带 <"" fJ`7  
6输送带鼓轮 Iw0Q1bK(  
传动方案设计如下： Q'~2,%3<  
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 "x.|'  
                                      ~:Jw2 P2z
 
1.     选择电动机的类型 a}Db9=  
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 7gR8Wr ^  
2.    确定电动机的容量 }t ti
L  
电动机所需功率由公式 A4,tv#z  
      Pd=Pw/ηa (KW) =X(8[ e  
      Pw=Fv/1000ηw D}SYv})Ti  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) o0Z(BTO  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: <MhjvHg  
      ηa=η带η²轴η齿η链 JJHr<
|K  
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 #"^F:: b-  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 TO.71
x|  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW 5:mS~  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW W?;
kMGW-  
3 确定电动机的转速 -e"~UDq`  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) x.rOP_rs  
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. 8Z TN  
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w%=GdA=  
n:zoN2lC  
电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 *I;,|Jjk  
  符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). o]0v#2l'  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 82%~WQnS  
(1)    求传动比 IUco 8  
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: 6X(Yv2X&4%  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 3F'{JP  
(2)    分配传动装置传动比 TRwlUC3hQ  
ia=i带i减 M17oAVN7D  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 7n*,L5%?]4  
则i减=ia/i带=3.35 s`* 'JM<  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 ?Xm!;sS0  
(1)    各轴功率 .Ap-<FB  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) W:q79u yX  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) J&4QI( b.  
(2)    各轴扭矩 *"V5j#F_  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) ^|^ek  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) uGm~ Oo  
y:Xs/RS  
n=1000             RXa&*Jtr -  
|cpBoU  
电动机                 型号为Y132M-6 (4_7ICFI  
-x~h.s,  
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i带=2.5 *Dr-{\9  
i减=3.35 ~_WsjD0O  
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TI=85.76N/m =}N&c4I[j  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) $o rN>M42  
(3)    各轴转速 Fu4LD-#  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) :uhU<H<,f  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) Wbo{v r[2+  
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三．V带传动设计 Z;=h=  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 Zv[D{  
该系统载荷变动小，工作条件不是很恶劣，所以工况系数选用为1.2， +0,'B5 (E  
设计功率Pd=KAP kW 0.pZlv  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， U-F\3a;&  
由转速在满载时为960r/min IP?15l w  
查表得 @= E~`  
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四 .传动零件的计算 Zet80|q  
  设计一般用途的传动零件 M1q_gHA  
1.    选择材料 -uNM_|MO  
小齿轮选用45号钢调质，大齿轮用45号钢正火，查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255，大齿轮齿面硬度为160-217，计算时取平均值小齿轮为236，大齿轮为188。 0iV~MQZ(  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 z.~jqxA9  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 O|nLIfT  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) [;Jq=G8&t  
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. _l
+8[\v  
4$y P_3  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) oh7tE$"c  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 eGLB,29g
 
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS２＝188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min Os/?iGlD*E  
t=15x300x16=72000h 0}"'A[xE  
N1=60x384x72000=1660000000 :rU,7`sE/  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 $=5kn>[_Z%  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) \b}%A&Ij  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 A[`2Mnj  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² Ki>XLX,er=  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² FY)US>  
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[σH1]= 580N/ mm² W![~"7?  
[σH2]= 557 N/ mm² M^lP`=sSv  
OlgM7Vrl  
计算时的以小值代入 !;K zR&  
   为齿数比.       {&a6<y#-  
将各参数代入得 ?
g:sAR'  
-`NzBuV$2,  
<`?%Cz AO  
则  ?<T=g  
的标准 w&e3#p  
中心距为 @1i<=r  
Cu_-QE  
由于齿轮传动须装入箱体，现a为小数，结加工和测量带来不便，应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿，调整后位动比误差 只要在3-5%内， 因此Z2=93则a=150mm |7Qe{  
i实 ;/H/Gn+  
合要求。  >hzSd@J&  
故分度 圆直径 sY1.z5"Mm  
  N( f0,  
齿度 R\<d&+q@  
  W0}FOfL9  
3、校核齿根弯曲强度 de;CEm<n  
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l|q0\ A  
LnM$@  
Zy.3yQM9i  
TM|PwY  
<AK9HPxP  
d1=59mm 9aX!<Z  
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yE~D0%Umq  
<\eRa{ef  
3d,:,f|h  
Z1=27 ,LC(Ax'.F  
Z2=90 c?KIHZ0  
D;*cy<_K8  
ML0_Uc3en  
8n:N#4Dh^  
5m;BL+>YE  
>UV}^OO  
ZAn9A>5_  
`sgW0Uf  
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YQWq*o^:  
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< +kdL  
a=150mm z:   
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cmAdQ)(Kzd  
d1=67.5759 fn.;C  
d2=232.5 $My~sN8  
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SBdd_Fn  
f0R+Mz8{  
`C$QR 8  
hm k ~  
3}fhU{
-c  
\Lg4Cx  
WJ
LqH<  
为齿形系数，查得 b`%!\I  
K
D\sU6  
为应力，修正系数，查得 F,Ve,7kh  
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为 用弯曲应力，由 >3~)2)Q  
查得 O%
6D2d  
wAJ=rRI  
为弯有疲劳强度的寿命系数 P,xJVo\  
YW&`PJ9o  
  查得 ^SW9J^9  
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故 uBn35%  
M{jq6c  
将各参数代入 \=`jo$S  
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所以大小齿轮弯曲强度足够 -S&9"=v  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 _#+l
?\u  
分度圆直径： aNQ(xiskb  
Wg,@S*x(  
齿顶圆直径： V[kn'QkWv  
+>Gw)|oX  
齿跟圆直径： \Y!=O=za]  
U5@B7v
1  
齿宽： }J92TV  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 BI<9xl]a  
中心距 |TkicgeS  
5、确定齿轮制造精度 (x.qyYEoI  
Fm6]mz%~u#  
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度，第I，III公差与II组同为8级，并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 0Js5 ' 9}H  
gTB|IcOs  
1=109.3N/mm Tyb'p9  
QtWe,+WWV  
\F\7*=xk  
/h`gQyGuY  
SMRCG"3qwA  
g2'K3e?.%  
2=103.3N/mm !8W0XUqh+  
7^UY%t  
W[]|Uu/%  
3pL4Zhf  
M(C}2.20  
d1=67.5mm )hoVB  
6"}F KRR  
d2=232.5mm 7Q~W}`Qv'  
hb/Z{T'  
da1=72.5mm i.?rom  
qs_cC3"=%=  
da2=237.5mm *8yC6|wL?  
^gpd '*b
 
dF1=61.25mm o_kZ  
P*PJ  
dF2=226.25mm EGFPv'De  
CtD<%v3`  
{Dy,|}7s  
;:J"- p  
,pf\g[tz  
QyZ'%T5J  
a=150mm D@[#7:rHL  
Ah5o>ZtcO  
.Zs.O/  
yGC HWP  
2\+N<-(F5  
S==0/  
*H=h7ESq  
M\IdQY-c  
;G"!y<F  
mRGr+m  
GJ，在零件上标示为8-GJGB10098-88，大轮齿厚偏差为KK，在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 SNSoV3|k-  
FJ?]|S.?,  
i??+5o@uTF  
        4 EA$<n(A-  
~G6xk/+n-m  
Ag2Q!cq  
|Dq?<Ha  
8(S|=cR  
ZGC
p[2$  
O(.eHZ=  

?G]yU  
NxK.q)tj6  
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55y{9.n*  
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iF.f*3-NJB  
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]f wW dtz1  
"tpD ->  
X;vUz  
Lc-WfzT  
S'@Ok=FSy  
4`RZ&w;1H2  
9uX15a  
0YoV`D,U  
{\LLiU}MJC  
~rAcT6#  
X~\O]  
M$6;&T  
a/%qn-i|p  
小轮8-GJGB10098-88 evVxzU&  
rO/Sj<0^  
大轮8-HKGBl0095-88 G2|G}#E  
^b=;  
%y)hYLOJ  
1h)K3cC  
hOdU%  
    2) 2:KX  
a,fcR<  
<l+hcY
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jOK!k  
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VArMFP)cz  
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7Q&S [])  
#!r>3W&  
五、轴的设计计算 VZ9`Kbu  
1、选择轴的材料，确定许用应力，选用45号钢。调质处理，查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 =~21.p  
N)K
N!!  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 dzV2;  
aq(
i^d  
7!6v4ZA  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% )31xl6@  
`2q]ju  
考虑到减速器、轴承、 轴器，外观等因素， 轴II与滚筒连接处直径为35，轴I与电动机连接处为30，由于轴 II负荷大，故设计，检验都以轴II为例，轴I设计如同轴II。 v<| iN#  
轴尺寸设计见附录 ~cfvL*~5  
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j& L@L.d  
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3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 Mu6DTp~k  
（1）轴上受力分析 .-Dc%ap
]  
轴传递转矩 NB-%
Tp*d  
K@a#^lmd  
齿轮上圆周力 4b6)+*[O  
A,3qjd,$ c  
径后力 YWL7.Y>%5  
Rgl cd  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 F6
C7k9  
运输带工作拉力为2500N
QXgfjo  
压轴力简单计为5000N t=fP^bJ  
（2）受力图 @|e we.r  
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Ft=2351 N aX Ie  
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'2|P-/jU  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) _6'@#DN  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 c27(en(  
.rnT'""i<5  
同理 gsl_aW!  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) .w'b%M  
OK YbEn#  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) leI ]zDk=  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 DbX7?Jr  
S\Le;,
5Z  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) He}?\C Bo  
截面c的变矩 o=K9\l  
[IAk9B.\  
5SmJ'zFO  
0CK
  
S8v?H|rm  
*::.Uo4O  
d|9]E&;,  
X%kJ3{  
o?j8"^!7  
Aq$1#1J  
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RVA=1175.5N dqo-
.,=  
P1B=fgT  
` aF8|tc_  
`'k2gq&  
PAtv#)h  
TW70z]B  
MVC=67004N.MM cAot+N+9|]  
5MD'AP:  
4VwMl)8ic  
\Q1&w2mw  
D .LR-Z  
1s(]@gt  
r<Cr)%z!  
`Syfl^9B  
(2M00J-o  
_nEVmz!zg  
RHB=9381N }Nwp{["}]L  
RHA=3488N O>a1S*mxP  
(Z[c7  
(C"q-0?n  
_)!*,\*`{  
F4WX$;1  
9y;}B y  
MHC左=-198816Nmm .=t:Uy  
)T^wc:  
MHC右=-280307Nmm ->.9[|lIg  
#N>66!/V  
<eS/-W%n6  
(_>SuQK  
J:>o\%sF  
(w5cp!qW9J  
截面B的弯矩 VP^Yf_  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) Zv=pS (9  
e@TwZ
6l  
(6)作扭矩aT图g) Ol+D"k~<C  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 [u2t1^#Ol  
9#&H'mG  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） QRBx}!:NZ#  
C4.GtY8,d  
(8)校核轴危险截面的强度 2;s[m3  
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右，轴承支点的B处，故校核该截面的当量应力。 OY:rcGc`t  
a`#lYM%(>  
6o\uv  
q>>1?hzA  
qm:C1#<p   
'VCuMCV  
Q1x&Zm1v  
9X;*GC;d  
N#"l82^H*  
C~@m6K  
,*d8T7T  
;DYS1vGo  
"G.X=, V  
MHB=-530000Nmm 7H{1i  
su1fsoL0  
U.P1KRY|=  
R#;xBBt8  
43M.Hj]  
MC左=20980Nmm 1 Ga3[g  
MC右=28820Nmm ]YFjz/f  
!3k-' ),z&  
)lS04|s  

:}Yk0*  
5=|h~/.k  
l/zv >  
-k8sR1(  
[w@S/K[_|  
[Tbnfst  
MLC左=33159Nmm zm5PlG
 
MLB=554794Nmm Ti_G  
`:V'E>B  
z7`|N`$Z#s  
t^YtP3`?b  
{%9@{Q'T.s  
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z|%Pi J,  
n~|?)EL  
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Y8v[kuo7  
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FVrB#Hw~  
Wd)\r.pJ  
a4~B  
y _"V=:  
M NwY   
[j'!+)>_  
t7x<=rW7u  
W5`pQdk  
k@|px#kq  
六．滚动轴承的选择计算 ]9/A=p?J@  
由于减速器为直齿圆柱齿轮，载荷平稳，轴向冲击小，故选用深沟球轴承，由轴尺寸，初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309，带轮轴承选用6308，根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 L{F]uz_
[x  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 1aRTvaG
o  
-;_"Y]#  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N ;2
`6eyr  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 >\? z,Nin  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） |au`ph5  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 B?8*-0a'[  
代入得Cr=38205 ^t gjs$M|  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 Bx|W#:3e  
七、键的选择和计算 :g63*d+/G  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm ,s3|  
工作长度 ，键高8mm PL$XXj>|:  
接触高度 /K&9c !]$C  
      u]Vt>Ywu  
:+jg311}  
查表 oOI0q_bf  
知键合适 _^GBfM.  
八. 联轴器选择 /Ls|'2J<$  
轴外直径为30选用弹性套柱联轴器（GB4323—84）公称扭矩为125N.m，许用转速为3600r/min，而轴I扭矩为85.76，转速为960r/min，知远远合乎要求。 Ka(B&.  
            九.润滑与密封方式选择 zi6J|u  
由工作环境及载荷，由于该系统工作环境不是十分恶劣，载荷比较平稳，故选用SY1172—08号润滑油，密封方式见图纸。 `f~bnL  
T]&?^QGAZ  
gtMR/P:S  
Ep./->fOA  
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gw,K*ph}q  
选用6308和6309深沟球轴承 {z 5YJ*C  
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FNLS=4  
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71[?AmxV  
3;Yd"  

3)W_^6>bM  
V^Z5i]zT  
k6(</uRj  
S"G(_%  
Rf`_q7fm  
1gBLJ0q  
n^{h@u  
yKj}l,i~8  
Co(N8>1  
$k&v juB.  
F!hjtIkPj  
}Em{?Hqy  
di
u"Nt  
L%$-?O|  
B`R@%US  
!Q~>)$Cf^  
zT)cg$8%fY  
Vv(buG  
T\p>wiY2|F  
#lqH/>`>  
deYv&=SPl  
VS ECD;u4c  
7NT} Zwf  
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dO2?&f  
D<FQVdP  
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6 L4\UTr  
U`3?bhzua  
&D[M<7T  
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Mx,5  
bf.+Ewb(  
/f?;,CyI  
jEQ_#KKYJ  
f@ |[pT  
d!T,fz/-.  
X1P1 $RdkR  
b*S,8vE]  
C型键 3,G|oR{D  
书，有意请进。

啥啊？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？

想看看，谢

都看不懂

谢拉。。。。

JG, YKK

呵呵.谢谢了..

谢谢谢.呵呵....

好 :RXzqC  
   

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