thiết kế hộp giảm tốc hai cấp loại hộp là hộp giảm tốc bánh răng trụ

Tính chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và momen xoắn trên các trục... Tính toán công suất cho động cơ điện và các trục Công suất làm việc của động cơ điện phải chịu nhiệt độ cao và nh

Mã sinh viên: 0541010372

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY: HỘP GIẢM TỐC CễN-TRỤ HAI CẤP

GVHD: Hoàng Xuõn Khoa

SV thc hin: Nguyn Văn Đnh CK5_K5 ực hiợ̀n: Nguyờ̃n Văn Định CK5_K5 ợ̀n: Nguyờ̃n Văn Định CK5_K5 ờ̃n Văn Định CK5_K5 ịnh CK5_K5

I Tính chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và momen xoắn trên các trục

b Tính toán công suất cho động cơ điện và các trục

Công suất làm việc của động cơ điện phải chịu nhiệt độ cao và nhiệt sinh ra không vợt mức cho phép

Công suất làm việc của xích tải là công suất cần thiết Plv = 4,81 KW cho quá trình làm việc phải đạt đợc

Tra bảng 2.3 ta có bảng 1: hiệu suất giữa các cặp chi tiết truyền chuyển động

Hiệu suất Khớp nối 𝛈

1 ổ lăn 𝛈2 Bánh răng 𝛈3 Xích tải 𝛈4

Trong đó; có một khớp nối, bốn ổ lăn, ba cặp bánh răng và một bộ xích tải

Công suất lần lợt của các trục

Trục IV nối trực tiếp với xích tải và có một cặp ổ lăn, ta có:

c Chọn động cơ điện công suất cần thiết

c1 Ta xét hai trờng hợp sau:

TH1: tải trọng không đổi công suất tính toán là công suất cần thiết cho quá trình làm vệc trên trục công tác:

Ptd = Pct

TH2: tải trọng thay đổi, ta xét tới động cơ lúc chạy quá tải, lúc chạy non tải nhng nhiệt độ động cơ sinh ra không vợt quá mức cho phép, khi đó công suất tác dụng tính theo công thức:

Mã sinh viên: 0541010372

TH1: tải trọng không thay đổi Vì t1+t2 = 6,4h < tck = 8h => tải trọng thay đổi

TH2: động cơ làm việc ngắn hạn, tải trọng thay dổi Tỷ số thời gian làm việc trong một chu kì :

ts = (t1+t2)/tck =2,8+3,6

8 = 0,8 > 0,6 => động cơ coi nh làm việc trong chế độ dài

hạn với tải trọng không đổi

Kết luận: theo yêu cầu tính toán thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ta chọn công suất cầnthiết của động cơ Pct = 6,55 KW

d Chọn động cơ điện

Công suất định mức Pđm.nđc > Pct = 6,55 KW đồng thời momen mở máy thỏa mãn

điều kiện Tmm/T = 1,4 < Tmax/Tdm là tỷ số truyền xoắn trên trục động cơ và chọn

-Momen quán tính nhỏ nhất

-Thể tích bánh lớn nhúng trong dầu nhỏ nhất

ta chọn Uh = 10 với hộp giảm tốc phân đôi và tra bảng 3.1 suy ra:

II Tính toán bộ truyền ngoài

Tính toán bộ tuyền xích với các thông số sau:

Công suất bánh dẫn PX = P3n = 5,45 KW

Tỷ số tuyền ux = 3,52

Số vòng quay trục III là: n3 = 145,17 vg/ph

Góc nghiêng đờng nối tâm của bộ truyền ngoài: 900

Đặc tính làm việc của xích: chịu va đập

2 Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu điều kiện mòn

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu điều kiện mòn của bộ truyền xích tính theo công

Mã sinh viên: 0541010372

đờng nối tâm đĩa xích làm với đờng nằm ngang một góc 90 0> [60 0] ta lấy

Ko = 1,25

khoảng cách trục lấy a = 60.P => Ka = 0,8

vị trí của trục điều chỉnh bằng xích căng, ta lấy Kđc = 1,1

tra bảng 5.5 và n01 = 200vg/ph, ta chọn bộ truyền xích 1 dãy có bớc xích

P = 31,75mm, thỏa mãn điều kiện mòn Pt = 18,80 KW < [P] = 19,3 KW

Mã sinh viên: 0541010372

i = Z 1 x n 1 x

25.145,17 15.178 =1,36lần < 25 lần.

4 Kiểm nghiểm xích về hệ số an toàn

Với các bộ truyền xích bị quá tải khi mở máy hoặc thờng xuyên chụi tải trọng va

đập trong quá trình làm việc, cần tiến hành kiểm nghiểm về quá tải theo hệ số an toàn: S = Q/(Kđ.Ft+Fo+Fv) > [S] (3x)trong đó: Q là tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2 ta có: Q = 88500 N và q = 3,8kg/m

6 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích tính theo công thức:

Ta có: Ft = 2838,54 N; Kd = 1,4; E = 2,1.10 5 MPa là mô đun đàn hồi với bớc xích P

= 31,75 mm và xích có m = 1 dãy, dựa vào 5.2 ta có: A = 262 mm2

Kr-hệ số kể đến răng đĩa xích phụ thuộc vào Z

Mã sinh viên: 0541010372

công suất P1 = 6,29 KW; số vòng quay u1 = 3,58; n1 = 1450 vg/ph

1 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 45, tôi cải thiện, có độ rắn

σ r1 = 220HB, giới hạn bền σb2 = 750MPa, giới hạn chảy σch1 = 450 MPa

chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép 40 có độ rắn σr2 = 200HB, tôi cải thiện, giớihạn bền σb2 = 700 MPa, giới hạn chảy σch2 = 400 MPa

2 Xác định ứng suất cho phép

a Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H1] và [σ H2] đợc xác định theo công thức [σ H1] = (σ Hlim/SH).ZR1.zV1.KXH1.KHL1 (1)[σ H2] = (σ Hlim)/SH).ZR2.ZV2.KXH2.KHL2 (2)

số chu kì chịu tải tơng đơng NHE2của bánh răng lớn tính theo công thức:

NHE2 = 60.c.∑(Ti

3.

¿n2.ti (3)mỗi vòng quay bánh răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c = 1 Từ (3) suy ra:

tơng tự: NHE1 = NHE2.u1 = 1.49.10 83.58 = 5,33.10 8 chu kỳ Số chu kỳ cơ sở bánh nhỏ

NHO1 = 30.HB2,4= ¿30.2202,4= 1,26.107 Vì NHE1 = NHO1 => KHL = 1

giới bền tiếp xúc tính theo công thức :

σHlim1 ¿σo

Hlim1.KHL1; σ Hlim2 =σ0

Hlim2.giới hạn bền mỏi của bánh răng nhỏ và bánh lớn ta tra bảng 6.2 ta có:

b Ta cã øng suÊt uèn cho phÐp:

C«ng thøc tÝnh øng suÊt uèn cho phÐp tÝnh theo c«ng thøc:

[σ F 1] = (σFlim1/SF1).YR1.YS1.KXF1.KFC1.KFL1 (4)[σ F 2] = (σFlim2/SF2).YR2.YS2.KXF2.KFC2.KFL2 (5)trong tÝnh to¸n s¬ bé ta lÊy YR1.YS1.KXF1 = 1 vµ YR2.YS2.KXF2 = 1

do ®©y lµ thÐp t«i c¶i thiÖn nªn mF=6.Tõ (6) suy ra:

[σF1] = 396/1,75 = 226,29 MPa; [σF2] = 360/1,75 = 205,71 MPa

c.Ta cã øng suÊt qu¸ t¶i cho phÐp:

c1.Ta cã øng suÊt tiÕp xóc qu¸ t¶i cho phÐp

b¸nh nhá: [σ H 1 max] = 2,8.450 = 1260 MPa

b¸nh lín: [σ H 2 max] = 2,8.400 =1120 MPa

vËy ta chän [σ Hmax] = 1120 MPa

c2.Ta cã øng suÊt uèn qu¸ t¶i cho phÐp:

b¸nh nhá: [σF1]MAX = 0,8.σch1 = 0,8.450 = 360 MPa

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ta có ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

ZH là hệ số an toàn kể đến hình dạng răng về bền mặt tiếp xúc tính theo công thức:

ZH =√sin 2 α2 Vì β= 0 =>α=α t=α tw=20

0

dựa vào bảng 6.13 và V < 6 m/s, ta chọn cấp chính xác động học là cấp 8.

dựa vào bảng 6.14 ta chọn cấp chính xác mức làm việc êm là cấp 8

suy ra ứng suất tính lại là: [σ H¿.ZR.ZV.KXH = 445,46.0,95.1.0,98 = 414,75 MPa >σ H

Vậy vật liệu đã chọn thõa mãn điều kiện độ bền tiếp xúc

6.Kiệ m răng về độ bền uốn

Y ε=1/εα = 1/1,74 = 0,57 là hệ số kể đến trùng khớp răng

Y β = 1 đối với bánh răng thẳng

ZV1 = 29 và ZV2= 104 tra bảng 6.18 với hệ số dịch răng x1 = x2 = 0;

ta có YF1 = 3,8; YF2 = 3,6

KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KFB.KFV.K Fα với Yba = 0,73 và tỷ số truyền

7, ta tra bảng 6.7 ta có KFB = 1,02; K Fα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, đối với răng thẳng K Fα=1

KFV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :

KFV = 1+VF.bw.dw1/(2.T1.KFb.K Fα) (13)với VF =δ F .g.V√a w

Mã sinh viên: 0541010372

YS = 1,08-0,0695.lnm = 1,08-0,0695.ln2 = 1,03 là hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KXF = 1 vì dw < 400 mm => YR.YS.KXF = 1.1,03.1 = 1,03

ứng suất uốn cho phép tính lại:

[σ F 1] = 226,29.1,03 = 233,08 MPa >σ F 1=56,81MPa

[σ F 2¿= 205,71.1,03 = 211,88 MPa > σ F 2= 53,82 MPa

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để tránh biến dạng hay dòn gãy lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax không vợt mức cho phép:

σ Hmax=σ H√K qt=403,55.√1,4=477,49<[σ¿¿Hmax ]¿= 1120 MPa

Tơng tự khi quá tải về uốn:

σ F 1 max=σ F 1 K qt=56,81.1,4=79,53 MPa<[σ F 1 max]= 360 MPa

σ F 2 max=σ F 2 K qt=53,82.1,4=75,35 MPa< ¿= 320 MPa

Vậy vật liệu đã chọn đạt yêu cầu độ bền

Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 45x, tôi cải thiện, có độ rắn

σr1=240HB, giới hạn bền σb2 = 850 MPa, giới hạn chảy σch1 = 650 MPa

chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép 40x có độ rắn σr2 = 220HB, tôi cải thiện, giới hạn bền σb2 = 700 MPa, giới hạn chảy σch2 = 550 MPa

2 Xác định ứng suất cho phép

a.Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H1] và [σ H2] đợc xác định theo công thức:[σ H1] = (σ Hlim/SH).ZR1.zV1.KXH1.KHL1 (1n)[σ H2] = (σ Hlim)/SH).ZR2.ZV2.KXH2.KHL2 (2n)

số chu kì chịu tải tơng đơng NHE2của bánh răng lớn tính theo công thức:

NHE2 = 60.c.∑¿¿)3n1.ti (3n)mỗi vòng quay bánh răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c = 1 Từ (3n) suy ra:

NHE2 = 60.1.145,17.12500.(1 3.2,8

8 +0,68

3.3,6

8 ) = 5,35.107 số chu kỳ cơ sở của bánh

lớn: NHO2 = 30.HB2,4 =30 220 2,4=1,26.10 7 Vì NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1

tơng tự: NHE1 = NHE2.u2 = 2,79.5,35.10 8 chu kỳ

VËy ta chän øng suÊt cho phÐp víi gi¸ trÞ nhá h¬n: [σH] = 481,82 MPa

b.Ta cã øng suÊt uèn cho phÐp

C«ng thøc tÝnh øng suÊt uèn cho phÐp tÝnh theo c«ng thøc:

[σF1] = 432/1,75 = 246,86 MPa;

[σF2] = 396/1,75 = 226,29 MPa

M· sinh viªn: 0541010372

c Ta cã øng suÊt qu¸ t¶i cho phÐp:

c1 Ta cã øng suÊt tiÕp xóc qu¸ t¶i cho phÐp:

tra bảng 6.10 ta có Kx = 0,445; vậy hệ số giảm đỉnh răng :

α t= arctg(tan α/cos β= arctg(tan200/cos100) = 20,280

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ta có ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

ZH là hệ số an toàn kể đến hình dạng răng về bền mặt tiếp xúc tính theo công thức:

ZH =.√2 cos β b

sin 2 α tw (9n )tan β b =cos α t.tan β =>β b= arctg(cos α t tan β) = arctg(cos20,280.tg100) = 9,390

=> Zv = 0,85.1,420,1 = 0,88

suy ra øng suÊt cho phÐp tÝnh l¹i lµ :

Mã sinh viên: 0541010372

[σ H¿.ZR.ZV.KXH = 481,82.0,95.1.0,88 = 402,80 MPa >σ H

Ta lấy độ rộng vành răng bw = 40mm

Vậy vật liệu đã chọn thõa mãn điều kiện độ bền tiếp xúc

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không vợt mức cho phép:

σ F 1 = 2.T2 KF.Y ε Y β.F1/(bw.dw1.m)≤[σ F] (14n)

σ F 2=σ F 1.YF2/YF1 (15n)trong đó: T2 = 70499,72 Nmm; m = 2mm pháp; bw = 40mm ; dw1 = 67,02 mm và

X1 = 0,29 => YF1 = 3,54; X2 = 0,77 => YF2 = 3,48

KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KFB.KFV.K Fα

với Ybd = 0,73 và tỷ số truyền 7, ta tra bảng 6.7 ta có KFB = 1,17

K Fα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, với cấp chính xác mức làm việc êm là cấp 8: V = 1,42m/s < 2,5 m/s và tra bảng 6.14

ta có K Fα = 1,22

KFV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :

KFV = 1+VF.bw.dw1/(2.T2.KFB.K Fα) (16n)với VF = δ F .g.V√a w

u2 (17n)

YS=1,08-0,0695.lnm = 1,08-0,0695.ln2 = 1,03 là hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu

đối với tập trung ứng suất

σ Hmax=σ H√K qt=393,15√1,4=465,18<[σ¿ ¿Hmax ]¿= 1540MPa

tơng tự khi quá tải về uốn:

σ F 1 max=σ F 1 K qt=74,54.1,4=104,36 MPa<[σF 1 max] = 520 MPa

σ F 2 max=σ F 2 K qt=73,28.1,4=102,59 MPa<[σF 2 max] = 440 MPa

Vậy vật liệu đã chọn đạt yêu cầu độ bền quá tải

1 Kho¶ng c¸ch trôc chia a 0,5.m.(Z1+Z2)cos β= 127,94 mm

2 Kho¶ng c¸ch trôc aw a.cos α t/cosα tw= 129,74 mm

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

a Dựa vào đờng kính trục, sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn tơng ứng với các trục là: b1 = 15mm; b2 = 19mm; b3 = 21mm; b4 = 33mm;

chiều rộng vành răng và may ơ đã tính phần bánh răng, ta có:

l1t = bw1 = l2t = l2n = bw2 = l3n = l = 40 mm;

b Xác định chiều dài phần nửa nối trục, ta chọn nối trục đĩa, bao gồm hai đĩa may

ơ , mỗi đĩa lắp trên đoạn cuối của trục bằng mối ghép then

hai nữa đĩa nối với nhau bằng mối ghép bu lông, không có khe hở , phải chịu

momen xoắn Tk > 43139,66 Nmm Tra bảng 16.4 ta chọn thép 45 có Tk = 63000 Nmm,đờng kính ngoài D = 100mm, d = d1 = 20mm, chiều dài khớp nối

L = 100mm , có phần nằm bên trục I dài l1 ,= L/2 = 50 mm

Mã sinh viên: 0541010372

căn cứ vào bảng 10.3 và 10.4 để tính khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ O đếnchi tiết quay thứ i và kết hợp hình 1

ta chọn khoảng cách giữa hai chi tiết k1 = 15 mm;

bề dày của hộp giảm tốc là: t = bi+2.k2i;

trong đó bề chiều rộng ổ lăn và k2i là khoảng cách từ mặt nút đến thành trong của hộp

d Xác định chiều dài các trục

Hình vẽ 1: xác định chiều dài các trục

d1 Chiều dài trục I:

lc11 = L/2+k3+h1+b1/2 = 50+15+18+15/2 = 90,50 mm;

l12 = l23 = 103,50 mm; l11 = l21 = 207 mm

3

M· sinh viªn: 0541010372

Fr 1 Ft1

Ft1 Fr1 Fk

Momen truc X

Momen truc Z

động cơ điện sinh ra momen chủ động, do đó khớp nối bên phần trục sinh ra

momen bị động nhằm chống lại chuyển động cho nên MZ ngợc chiều với n1 và

tra bảng 10.5, với thép 45 có trị số ứng suất cho phép: [σ] = 63 MPa = 63 N/mm2

đờng kính trục đợc xác định bởi công thức:

®a lùc vÒ t©m trôc sÏ sinh ra momen vµ lùc t¬ng øng ta cã:

Mt1 = T2t

Mã sinh viên: 0541010372

Mt2= Mt3 =T2n;

Ma2 = |Ma3| = Fa2.d w 1/2 = 365,99.67,93/2 = 12430,85 Nmm;

lực dọc trục Fa2+Fa3 = 0, do đó tại tâm lực dọc trục chi có tác dụng kéo nén , không

có tác dụng uốn và xoắn trục

Hình 3: biểu đồ momen xoắn và momen uốn

6217.55Nmm

Ft1F

Momen trục X

Momen trục Z

b1 Xác định momen uốn trên trục y:

M· sinh viªn: 0541010372

359146,96 Nmm 179592,89 Nmm

71914,84 Nmm 60128,83 Nmm 13452,22 Nmm

F F

2

Fr2

Fr1A

D

E

Momen trôc Y

Momen trôc X

Momen

trôc Z

Mã sinh viên: 0541010372

5 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

kêt cấu trục vừa thiết kế phải đảm bảo an toàn tại các tiết diện nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện sau:

a Với thép 45 có σ b= 600 MPa;σ−1=0,45 σb=0,45.600=270 MPa ;

τ−1=0,58 σb= 0,58.600 = 384 MPa Tra bảng 10.7 với σ b<700 MPa ,

W 0 j với Wj và Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j

của trục đợc xác định theo công thức :

c Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:

Dựa vào kết cấu trục các hình 2, 3, 4 và biểu đồ momen tơng ứng, có thể thấy tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra về độ bền mỏi: trên trục I tại điểm A và C (hay A1 và C1); trên trục II ta kiểm tra tại B và C (hay B2 và C2); trên trục III ta kiểm tra tại C

và D (hay C3 và D3); kích thớc then tra bảng 9.1, trị số momen theo công thức (4)

và (5) ứng với tiết diện trục ta có bảng6:

Tiết diện Đờng kính

không dùng các phơng pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền Ky = 1.

ε σ và ε τ -là hệ số kích thớc kể đến ảnh hởng của kích thớc tiết diện trục đến

giới hạn mỏi, tra bảng 10.10 ta có bảng8:

Dạng chịu

tra bảng 10.12 ta chọn dao phay đĩa với σ b= 600 MPa ta có K σ= 1,46;K τ = 1,54

Ta lập bảng 9: kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của ba trục :

6 Kiểm nghiệm độ bền của then:

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then bằng cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép then về độ bền dập theo công thức :

theo bảng 9.5 với tải trọng tĩnh [σ d] = 150 MPa và [τ c] = 60 90 MPa

vậy tất cả then đều đạt độ bền dập và độ bền cắt

V Tính toán trục IV nằm ngoài hộp giảm tốc

Từ phần trên ta có: d4 = 60mm và b4 = 33mm; d2x = 889,55 mm; dxt = 602,97 mmchiều dài may ơ đĩa xích tính theo công thức: lm = (1,2 1,5).d4 = (72 90) mm

Ta lấy: lm = 75 mm

có ba ổ xích, một cặp ổ lăn và bốn khoảng cách chi tiết, ta lấy k1 =12 mm

Mã sinh viên: 0541010372

vậy chiều dài trục: l40 = 3.lm+2.b4+4.k1 = 3.75+2.33+4.12 = 339 mm;

1 Xác định chiều dài trục

Khoảng cách từ tâm chi tiết ngoài cùng hay trọng tâm ổ lăn ngoài cùng tới các trọng tâm chi tiết khác trên trục là :

l41 = b4/2+k1+lm/2 = 33/2+12+75/2 = 66 mm;

l42 = b4/2+2.k1+3.lm/2 = 33/2+2.12+3.75/2 =153 mm;

l43 = b4+2.lm+3.k1 = 33+2.75+3.12 = 219 mm; l44 = 3.b4/2+5.lm/2+4.k1 = 285 mm;Hình 4: biểu đồ momen xoắn và momen uốn

truc Y

Momen truc Z

c Xác định lực và diểmđặt

bánh xích 2 là bánh bị động cho nên M1 cùng chiều quay n4

sai số ∆M quá nhỏ, do sai lệch số trong tính toán ta có thể bỏ qua.

c1 Xác định momen uốn trên trục y:

Mã sinh viên: 0541010372

d Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi

Tơng tự nh phần IV ta có:

Bảng 11: momen trục tại một số điểm:

Tiết diện đờng kính

e Kiểm nghiệm độ bền của then

Từ công thức (6) và (7) ta chỉ cần kiểm tra tại then có momen xoắn lớn nhất là tại

điểm E4, chiều dài then lt = 1,35.d = 1,35.60 = 81 mm

Suy ra :σ d=114,76 MPa; τd=25,50 MPa Vậy then đạt yêu cầu

VI Chọn ổ đỡ

1 Ta chọn ổ bi

Với tải trọng tơng đối nhỏ và chỉ có lực hớng tâm, lực dọc trục trên trục II và

III bị triệt tiêu bởi cặp bánh răng nghiêng, ta dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ : A1, B1, A2, E2, A3, D3