圆柱齿轮减速器设计任务书

0 圆柱齿轮减速器设计任务书 一 设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号 2 1 带式运输机的工作原理 （ 二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图 ） 2 工作情况：已知条件 1) 工作条件：三班制， 使用 10 年， 连续单向运转，载荷较平稳，小批量生产， ； 2) 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V； 3) 运输带速度容许误差： 5%； 4) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 3 原始数据 题号 参数 2 运输带工作拉力 F/200 运输带工作速度 v/(m/s) 2 卷筒直径 D/00 注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在 F 中考虑。 1 1）选择电动机类型 按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。电压为 380V。 2）电动机容量 (1)卷筒的输出功率 P / 1 0 0 0 根据带式运输机的类型，可取工作机效率 =2)电动机输出功率 d 传动装置的总效率 242. 3 查机械设计手册机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率，取联轴器效率1=滚动轴承传动效率（一对）2=式齿轮传动效率3=097 带入得 2 4 20 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 8 6 8 所需电动机效率 2 2 0 0 2 5 . 1 21 0 0 0 1 0 0 0 0 . 9 6 0 . 8 6 8d k w K W （ 3)电动机额定功率 由机械设计（机械设计基础）课程设计表 20取电动机额定功率。 5 W 2 3）电动机的转速 卷 筒 轴 工 作 速 度 为6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 2 / m i =由机械设计手册可知， 二级圆柱斜齿轮减速器传动比 840， 电动机转速的可选范围为 ( 8 4 0 ) 1 2 7 . 4 / m i n 1 0 1 9 . 2 5 0 9 6 / m i i n r r 符合这一范围的同步转速有 1500 / 由设计书表 19 1，查得电动机数据及计算出的总传动比列于下表（ 51） 表（ 5 1） 方案 电动机 型号 额定 功率 电动机转速 n（ / 电动机重量 /500 1440 472 1560 5 中，可选定电动机型号为132 4。 （ 1） 总传动比 由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得n= 3 传动装置总传动比为n /n 1440/为分配传动比是一项复杂的工作，往往需要经多次改动，现在只做初步设计。 对于两级展开式圆柱齿轮 减速器，当两级齿轮材质相同，齿宽系数相等时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近，且低速级大齿轮直径略大，传动比可按下分配，即： 而此时 i=入得1i=1i=4 则2i=下来计算各轴： （ 1） 各轴转速 电动机轴（ d） =1440 r/n 0/ 1440/1 1440r/n1/ 1440/4 360r/n n/ 2i 360/作机轴n=n= 2） 各轴输入功率 电动机输出功率 p=P1 Pp 23 PP 23 PP 23= 3） 各轴输入转矩 1T =i 1 Nm 电动机轴的输出转矩550550 440=所以 : Ti 1 =1 m TT 1i 23=4 m TT 2i 2 3=m T=T 2=m 即工作机转矩：T Nm n =1440r/n 360r/n=n=P P P P T=m m T=m T=m 4 运动和动力参数结果如下表 轴号 功率（ p/ 转速（ / 转矩（ Nm） 传动比 i 效率 电动机（ d） 440 轴 440 轴 60 轴 作机轴 高速 级减速齿轮的设计 1）材料、热处理、精度： 材 料： 因传递功率不大，转速不高，材料按表 7取，都采用 45 号钢 热处理： 大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。 小齿轮齿面硬度取 27030者相差 40 精 度 ：软齿面闭式传动，齿轮精度用 7 级 2）设计过程： (1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 初选小齿轮齿数 22 大齿轮齿数 20 4=88 取 88 螺旋角 14 (2)按齿面接触疲劳强度设计，由式（ 10 21） 2131 )(12 确定各参数的值 : 1)初选动载系数 试选1 22 88 H = 1= 2=5 2)区域系数 查 10选取区域系数 3)端面重和度 ： 由 10： 1= 2=则 = 1+ 2=)许用接触应力 由图 0 210 21 （按 0 1：小齿轮齿面硬度取 270齿轮齿面硬度取 230 小齿轮接触疲劳强度极限： 610 大齿轮接触疲劳强度极限： 550 由 式 10算应力值环数 60n1 0 1440 1（ 3 8 300 10） =109 N1/109 /4=108 (2查课本 10： = =取网格内的中间值） 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 0 H 1 =610 549 H 2 =550 517 则许用接触应力： H =( H 1 + H 2 )/2=(549+519)/2=5335)弹性影响系数 查课本由 10=宽系数d： 由 10 d=1 7)传递的转矩 1=m 33280 N递的转矩即是轴 的输出转矩 ) 代入数据得： = 610 550 1 =109 N 2 =108 = = H =533Z =d=1 d 6 小齿轮的分度圆直径 (12 而得： 计算圆周速度 100060 11nd ts 计算齿宽 b 和模数b b=td =算模数 =14 11 t 计算齿宽与高之比 齿高 h= =计算纵向重合度 =d 14t a a n =计算载荷系数 K 查 10 2 使用系数 1(工作时有轻微振动 ) 根据 ,7 级精度 , 查 10动载系数 0KH= 10 KF= 10 : KH=载荷系数 : K K K K=1 =s B= =14 =V=H= F=H=.2 7 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =3 =计算模数4co (3) 齿根弯曲疲劳强度设计 由 0 5弯曲强度的设计公式 )(c 确定 各参数的值 : 1) 确定载荷系数 K： K K K K K =1 ) 螺旋角影响系数 Y 根据纵向重合度，从 0 螺旋角影响系数 Y =) 计算当量齿数 z z / 22/ 4 z z / 88/ 4 ) 查取 齿形系数 Y 和应力校正系数 Y : 由 0 齿形系数 :Y Y 力校正系数 :Y Y ) 计算并比较大小齿轮的 由 0 小齿轮 弯曲疲劳强度极限（取 值） 由 0 大齿轮 弯曲疲劳强度极限（取 间偏上值） 由 10得： z z Y Y 2=8 弯曲疲劳寿命系数 取网格中间值 ) 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S= F 1 = M P F 2 = M P 111 Y 01 78 222 Y 小齿轮的数值大，故选用 代入数据得： )(c 比计算结果，齿面疲劳强度的法面模数 于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取 可以在满足弯曲疲劳强度的前提下，按由接触疲劳强度的所确定的分度圆来计算齿数 1z nm 1z 20 2z 20 4 80 (4) 几何尺寸计算 计算中心距 a= 21 = )8020( =将中心距圆整为 103 按圆整后的中心距修正螺旋角 =21 52131032 2)8020(a r c c o ( 因 值改变不多 ,故参数,k, 计算大 度圆直径 F 1 z z 20 2z 80 a=103 5213 9 s 220co s 280co 计算齿轮宽度 B= 圆整得： 452 B 501 B 小齿轮 3维图： 大齿轮 3 维图 452 B 501 B 10 低速级减速齿轮的设计 一、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） 1）材料、热处理、精度： 材 料： 因传递功率不大，转速不高，材料按表 7取，都采用 45 号钢 热处理： 大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。 小齿轮齿面硬度取 28040者相差 40 精 度 ：软齿面闭式传动，齿轮精度用 7 级 2）设计过程： (1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 初选小齿轮齿数 24 大齿轮齿数 20 取 68 螺旋角 14 (2)按齿面接触疲劳强度设计，由式（ 10 21） 2131 )(12 确定各参数的值 : 1)初选动载系数 试选)区域系数 查 10选取区域系数 3)端面重和度 ： 由 10： 1= 2=则 = 1+ 2=)许用接触应力 由图 0 210 21 （按 0 1：小齿轮齿面硬度取 280齿轮齿面硬度取 240 小齿轮接触疲劳强度极限： 600 大齿轮接触疲劳强度极限： 550 由 式 10算应力值环数 24 68 H = 1= 2= 00 50 1 =109 11 109 /4 =109 N1/109 /108 (2查课本 10： = =取网格内的中间值） 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 0 H 1 =600 564 H 2 =550 则许用接触应力： H =( H 1 + H 2 )/2=(564+2=5)弹性影响系数 查课本由 10=宽系数d： 由 10 d=1 7)传递的转矩 1=m 12780 N递的转矩即是轴 的输出转矩 ) 代入数据得： 小齿轮的分度圆直径 (12 而得： 计算圆周速 度 100060 11nd ts 计算齿宽 b 和模数b b=td =算模数 =14 11 t 108 H =d=1 =s b=h=12 计算齿宽与高之比 齿高 h= =计算纵向重合度 =d 14t a a n =计算载荷系数 K 查 10 2 使用系数 1(工作时有轻微振动 ) 根据 ,7 级精度 , 查 10动载系数 0KH= 10 KF= 10 : KH=载荷系数 : K K K K=1 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =3 =计算模数(3) 齿根弯曲疲劳强度设计 由 0 5弯曲强度的设计公式 )(c 确定各参数的值 : 2) 确定载荷系数 K： K K K K K =1 = H= F=H=.2 nm =13 2) 螺旋角影响系数 Y 根据纵向重合度，从 0 螺旋角影响系数 Y =) 计算当量齿数 z z / 24/ 4 z z / 68/ 4 ) 查取 齿形系数 Y 和应力校正系数 Y : 由 0 齿形系数 :Y Y 力校正系数 :Y Y ) 计算并比较大小齿轮的 由 0 小齿轮 弯曲疲劳强度极限（取 值） 由 0 大齿轮 弯曲疲劳强度极限（取 间偏上值） 由 10得： 弯曲疲劳寿命系数 取网格中间值 ) 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S= F 1 = M P F 2 = M P 111 Y 01 78 222 Y 小齿轮的数值大，故选用 代入数据得： z z Y Y 1 14 )(c 比计算结果，齿面疲劳强度的法面模数 于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取 以在满足弯曲疲劳强度的前提下，按由接触疲劳强度的所确定的分度圆来计算齿数 1z nm 1z 24 2z 24 68 (4) 几何尺寸计算 计算中心距 a= 21 =824( =中心距圆整为 119 按圆整后的中心距修正螺旋角 =21 )6824(a r c c o ( 因 值改变不多 ,故参数,k, 计算大 度圆直径 s 224co s 268co 计算齿轮宽度 B= 圆整得： 652 B 701 B 小齿轮 3维图： 1z z 24 2z 68 a=119 5813 652 B 701 B 15 大齿轮 3维图： 级别 1 n齿宽 高速级 20 80 2 1352 20 1B=50B=45速级 24 68 1358 1B=70B=6516 高速级轴的设计 （ 1）由前计算列出轴上各数据 功率 转矩 转速 直径 压力角 3280N 440r/0 2. 求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 1d=而 2 2 3 3 2 8 0 1 6 1 5 . 54 1 . 2 0 N t a n t a n 2 01 6 1 5 . 5 6 0 5 . 6c o s c o s 1 3 5 2 =2 =588N 圆周力 向力 轴向力 3. 初步确定轴的直径 先按课本 15步估算轴的最小直径 ,选取轴的材料为 45 钢 ,调质处理 ,根据课本 315361 表12i 0 21 1 2 1 6 . 9 81440 m 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 d（图下所示） ,为了使所选的轴与联轴器吻合 ,故需同时选取联轴器的型号 查课本 114343 表P,选取 K 3 1 . 3 3 3 2 8 0 4 3 2 6 4c a T N m m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩 ,所以 查表，选取 弹性套柱销联轴器其公称转矩为 63000N 联 轴 器 的孔径112 2 , 2 2 . 5 2 m m d m m L m mL m m 故 取 半 联 轴 器 的 长 度 半 联 轴 器与 轴 配 合 的 毂 孔 长 度 为4. 轴结果的设计 （ 1）拟定轴上零件的传动方案。如图所示 a=588N m 6 d m mK 43264 m m22d 1 38L 17 （ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求 , -轴段右端需要制出一轴肩 ,故取 -的直径 27d ;左端用轴端挡圈定位 , 按轴端直径取挡圈直径 0 半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 , 故 -的长度 应比 略短一些 ,现取38l 2）初步选择滚动轴承 故选用单列角接触球轴承 7d ,由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 30306 型 . 其尺寸为3 0 7 2 2 0 . 7 5d D T m m m m m m ，故取 d - =20） 右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由课程设计手册查得轴承轴肩的高度 h=因此取 d -=35 4） 取安装齿轮处的轴段 50d -;因小齿轮直径较小，固直接把齿轮和轴做成一起 。 5） 轴承端盖的总宽度为 20减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 0 ,故取0 . 6)l 段的右端与左轴承之间采用挡油环定位 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16考虑到箱体的铸造误差 ,在确定滚动轴承位置时 ,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8已知滚动轴承宽度 T=20 27d 0 38l 27d d - =20mm d - =350d - 0 0 a=16s=8 18 第根轴上有两个齿轮 ,其中大齿轮齿宽为 45齿轮齿宽为70 l -=6可计算： 105l 3 8 m 至此 ,已初步确定了轴的各端直径和长度 . （ 3）轴上的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按表查得平键截面66b h m m m m ，键槽用键槽铣刀加工，长为 28时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 76滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 （ 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 5，各处的倒圆角标注在图中。 首先根据结构图作出轴的计算简图 , 确定顶轴承的支点位置时 , 对于 30306型的圆锥滚子轴承 ,a=15此 ,做为简支梁的轴的支承跨距 . 23 1 2 0 6 9 1 8 9L L m m m m m m l - =605l 3 8 m 66b h mm 19 3123691 6 1 5 . 5 5 8 9 . 8189N H 22231201 6 1 5 . 5 1 0 2 5 . 7189N H 2 0 . 4N V r N F N 70776 m m 1m m 2 2 1 0 8 m 8815 M N m m 2 74148M N m m载荷 水平面 H 垂直面 V H= 70776 N m m 20 支反力 矩 70776 N m m 1m m 2 2 1 0 8 m m总弯矩 1M 78815 N 2 74148M N m m 扭矩 3 280N 6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面 C 的强度） 根据 1式 15表 115的取值，且 中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取 扭转切应力为脉动循环变应力时取 1）计算轴的应 力 2 2 2 213( ) 7 8 8 1 5 ( 0 . 6 3 3 2 8 0 ) 1 8 . 9 60 . 1 3 5 p aW m m 前已选定轴的材料为 45 号钢，由 轴常用材料性能表 查得 60 h=5, 5 5 1 0 6 5V V Id m m m m 。轴肩宽度 b 10V 5) 轴承端盖的总宽度为 20减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 0 ,故取0 . 6)l 段的右端与左轴承之间采用挡油环定位 取齿 轮距箱体内壁之距离 a=16考虑到箱体的铸造误差 ,在确定滚动轴承位置时 ,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8已知滚动轴承宽度 T=29 第根轴上有两个齿轮 ,其中大齿轮齿宽为 45齿轮齿宽为70 l -=6可计算： 78l 5 8 m 至此 ,已 初步确定了轴的各 端直径和长度 . （ 3）轴上的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按表查得平键截面1 2 8 7 0b h m m m m m m ，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 76滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 轮与轴用平键连接， b h=1610度为 56 （ 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45，各处的倒圆角标注在图中。 47d d - =29mm d - =602l m m10V 0 T=2978l 5 8 m 28 5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图 , 确定顶轴承的支点位置时 , 对于 30310型的圆锥滚子轴承 ,a=29此 ,做为简支梁的轴的支承跨距 . 23 6 4 1 2 7 1 9 1L L m m m m m m 29 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 748N 385N 矩 175872 N m m 1m m 253451 N m m总弯矩 1M 186954 N m m 2 233406M N m m 扭矩 74420N 6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面 C 的强度） 根据 1式 15表 115的取值，且 中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取 扭转切应力为脉动循环变应力时取 1）计算轴的应力 2 2 2 213( ) 2 3 3 4 0 6 ( 0 . 6 3 7 4 4 2 0 ) 1 9 . 4 70 . 1 5 5 p aW m m 前已选定轴的材料为 45 号钢，由 轴常用材料性能表 查得 60300 3 8 10 72000h 故轴承符合要求 中间轴的轴承计算 2、对于 2轴轴承 30307，查询机械设计手册得到： 基本额定动载荷： 本额定静载荷： 上述轴的计算得，轴 2所受轴向力 12 ( 1 0 2 7 . 5 5 8 8 ) 4 3 9 . 5a a F N N 因此只有支点 1处受轴向力。 F=2804N 2F=1988N F=2804N Y= 3 9 . 535 支点 1 处轴承所受的合力1F= 2 2 211V a F= 2 2 23 1 6 0 4 3 9 . 5 1 7 9 8 . 5=点 2 处轴承所受的合力2F= 22 222 5 8 8 . 7 8 5 3 . 9 =点 1处的轴承容易坏。 得： r= r=e 径向动载荷系数 X=向动 载荷系数 Y=而据 3 8得： 左边的轴承的当量动载荷 P X Y 2300N 根据 3 5，得： (因为是圆锥滚子轴承，其中 取310，转速 n 360r/105 h300 3 8 10 72000h 故轴承符合要求 高速轴的轴承计算 3、对于输入轴轴承 30310，查询机械设计手册得到： 基本额定动载荷： 59本额定静载荷： 63上述轴的计算得，轴 3所受轴向力 588N（方向向左） 因此右端的轴承不受轴向力。 支点 1 处轴承所受的合力1F= 2 2 211V a F= 2 2 25 8 9 . 8 2 8 5 . 1 8 5 8 8=点 2 处轴承所受的合力2F= 22 221 0 2 5 2 0 =点 2处的轴承容易坏。 F= r=0/300 3 8 10 72000h 故轴承符合要求 6、键联接的选择及校核计算 输出轴的键计算 校核联轴器处的键连接 择键联接的类型和尺寸 第 3根轴处的键校核。 一般 7级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键 . 根据 40 5 查表 6联轴器处键宽 12 8 2L =70 齿轮处键宽 6 0 3L=56 校和键联接的强度 查表 6 p=110 222 08 333 60 键与轮毂键槽的接触高度 4 由式（ 6： 222332102M P 2 p N X= d 2 40 5 2p 37 333333102M P p 两者都合适 中间轴的键校核 再校核第 2根轴上有两个圆头普通平键连接，其尺寸为 键宽 10 8 1L =36 10 8 2L =56 =4 工作长度 222 66 333 66 222322102M P 69 63826410 2 p 333323102M P 56 83846410 2 p 输入轴的键校核 再校核 1 轴 上 由 一 个 圆 头 普 通 平 键 ， 其 尺 寸 为b h l=6628作长度 82 K=3 222322102M P . 8 2 p 减速器的箱体采用铸造（ 成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分 机体采用67 1. 机体有足够的刚度 3p 2p 3p=3 2p=38 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 0保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3. 机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单 ，拔模方便 . 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 . D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡 . E 盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹 . F 位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 . 39 G 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体 . 减速器机体结构尺寸如下： 名 称 符号 计算公式 结果 箱座壁厚 a10 箱盖壁厚 1 a 10 箱盖凸缘厚度 1b 11 b 30 箱座凸缘厚度 b 5.1b 15 箱座底凸缘厚度 2b b 20 地脚螺钉直径 脚螺钉数目 n 查手册 6 轴承旁联接螺栓直径 1 盖与机座联接螺栓直径 2（ 承端盖螺钉直径 3（ .5）孔盖螺钉直径 4d 4d=（ .4）位销直径 d d =（ d 6 1d ， 2d 至外机壁距离 1C 查机械课程设计指导书表 4 34 22 18 2d 至凸缘边缘距离 2C 查机械课程设计指导书表 4 28 16 外机壁至轴承座端面距离 1 1C + 2C +（ 812） 50 大齿轮顶圆与内机壁距离 11 18 40 齿轮端面与内 机壁距离 22 16 机盖，机座肋厚 1 9 m 8 轴承端盖外径 2D 2 +（ 51轴） 116