机械毕业设计（论文）-履带牵引车辆变速器改进设计（全套图纸） .pdf

1 履带牵引车辆变速器改进设计 摘 要 本设计为履带牵引车辆变速器的改进设计。变速器的功用是：改 变 传 动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，同时使发动机在有利 的 工 况下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使拖拉机能倒退行 驶 ；利用空档，中断动力传 递。变速器的设计满足必要的动力性和经 济 性 指标。 本改进型变速箱为了简化结构，减少齿轮数量采用空间多轴组成 式 结 构，主变速在前、 区段换 档副变速在 后来实现 4（31）档； 为 了 提高齿轮传动 啮合质量采用 啮合套换 档， 常啮合斜 齿圆柱齿轮传 动 ；主 、副变速采用 两根变速杆分别操纵，采用 自锁及互锁装置 、倒 档 安 全装置 ，可使操纵可靠 ，不跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档 ， 为 了 保留一定 的工 艺继承性和能 投入的较少， 保持原来 变速箱孔中心 距 及 相对位置 不变。 为 了 必 要 的 分 析 拖 拉 机 的 牵 引 性 和 燃 料 的 经 济 性 本 设 计 还 绘 制 了 拖 拉机的牵引 特性曲线，在说明书 的校核部分 ，主要对齿轮的弯曲 疲 劳 强度和接触疲劳强度 ， 轴的刚度和强度以及 轴承的寿命进行了计 算 ， 设计的 零件均 满足要求。 关键词： 变速器，组成式结构，牵引 特性，啮合套 2 the improvement of the track draws the vehicle gear box abstract originally designed the improvement that the track draws the vehicle gear box to design. the function of the gear box is: it change by transmission than,expand by torque and the change ranges of rotational speed drive wheel, more make engine unable to work at favorable operating mode at the same time; under the circumstances that the engine rotates the prerequisite that the direction does not change , enable tractor to fall back and go ; utilize the noload position, cut off motive force to transmit . essential motive force and economic index that the design of the gear box is satisfied . originally the improving type gearbox, in order to simplify the structure, it is last axle making up type structures many not to reduce by gear wheel the quantities ,it change speed mainly in before, change sector it is vice that if changing speed , realize later to shelf 4 ( 3+ 1) shelf; for improve gear wheel transmission meshing quality adopt , clench the teeth set change shelf , clench the teeth oblique tooth cylinder gear wheel transmission often; main fact , pair change speed , adopt two gearshift levers handle separately , adopt from the lock and lock the device , pour the safety device of the shelf each other, can make , handle reliable , jump the shelf , haphazard shelf , automatic and out of supply and hanging and pouring the shelf by mistake , it is less in order to keep certain craft succession and can be put into, the hole centre-to-centre spacing of gearbox and relative position did not change that kept originally. 3 and economy of fuel originally design and also draw drawing the curve of characteristic of the tractor for essential analysis person who draw of tractor, in the check part of the manual , the crooked fatigue strength and contacting fatigue strength mainly to the gear wheel, having calculated in rigidity of the axle and life-span of intensity and bearing, the part designed meets the demands . keyword: gear box,making up type structure, the characteristic of traction, meshing set 4 目 录 前言6 第一章 概述 7 第二章 传 动 方 案 的 确 定 8 2.1 传 动 机 构 布 置 方 案 分 析 8 2.2 部 件 结 构 方 案 分 析9 第三章 变 速 器 主 要 参 数 选 择 9 3.1 档 数 9 3.2 传 动 比 9 3.3 中心距13 3.4 齿 轮 参 数 13 3.5 轴 承 参 数 15 第 四 章 拖 拉 机 的 牵 引 特 性 曲 线 15 第 五 章 校 核 17 5.1 齿 轮 强 度 计 算 17 5.2 轴的校核 21 5.3 轴 承 的 寿 命 计 算 29 设 计 总 结 33 参 考 文 献 34 致谢 35 附录 36 英 文 原 文 37 中文翻译45 5 前 言 虽然 自动变速器在 近年来有很大发展，但手动机械变速器在拖拉 机 传 动中仍占 有很大比 例。在我国相当长的时间 里，手动变速器 会占 有 很 高的比 例。 现 有履带式拖拉机的变 速箱结构大同 小异，有 42、62 档变 速 型 式，功率流传动 路径相同。该传动方 案结构简 单可靠，传动 效率 高 但 仍有不足 之处 ： 1、 受 结 构 限 制 ， 该 变 速 箱 难 以 实 现 较 大 的 速 比 范 围 ， 使 拖 拉 机 的 工 作速度区段较 窄。东方红 13202r 履带拖拉机 6 个前进挡的速度 范 围 为 4.0216.07 km/h，显然，缺少 4 km/h 以下的低速作业档及 缺 少 20km/h 以上的高速作业档。 2、 由 于现 有 履 带式 拖 拉 机采 用 滑 动齿 轮 换 挡， 变 速 箱 只 能 采 用 直 齿圆柱 齿轮传动,致使齿轮传动啮合质 量不是 很高。 3、 由于 发动机转速 由 1500r/min 提高倒 2300r/min，使齿轮工作 时 的 啮 合 线 速 度 及 固 定 在 轴 上 的 各 档 被 动 齿 轮 的 齿 顶 圆 线 速 度 均 大 幅 度 提高，致使变速箱 噪声大，油温高。 基于上述 原因就 现有东方红履带拖拉机变速箱有改进的必要。 进些年来，为了 适应 拖拉机 对传动系统的多档位、大扭矩和宽速 比 范 围等日益增 多的 需求 ， 变速器在在结构和 技术方面都有很大的发 展。传统的的 三轴式变速器由于自身容量限制，已远不足以满足上述 要 求 。 传 统 结 构 变 速 器 的 最 大 容 量 ， 档 位 数 一 般 最 多 只 能 布 置 到6 个 前 进挡和 2 个倒档。现在拖拉机需要 816 个前进挡。由此，倍档 、 半 档 、双中间轴和组成式变速器 被研制出来，满足了 上述要求。 改进型变速箱主要改变功率流程 、采用组成式结构 实现多档化 ； 采 用 常啮合斜 齿圆柱 齿轮传动，啮合套换 挡，主、副变速箱采用 两根 变 速 杆操 作。参考相关设计内容，采用 统计和类比的方 法初步确 定变 速 箱 的主要 参数。 6 第一章 概述 机械式变速箱主要 应用了齿轮传动的 降速原理。简单的 说，变速 箱 内 有多组传动比不同的齿轮 副，而汽车行驶时的 换档行为，就是通 过 操 纵机构使变速箱 内不同的齿轮 副工作。在 低速时，让传动比大的 齿 轮 副工作， 而在高速时， 让传动比 小的齿轮 副工作。 变速器用 于转变发 动机曲轴的转 距和 转速， 以适应汽车 在 起步、 加 速 、 行驶 以及 克服 各种路障等不同条件下对驱动车轮牵引力及车速 的 不 同要求的需要，用变速器转变发动机转距、转速的必要性在 于内 燃 机 转 距 转 速 变 化 特 性 的 特 点 是 具 有 相 对 小 的 对 外 部 载 荷 改 变 的 适 应 性。 变速器有变速传动机构和操纵机构组成。 变速箱的 分类：变速器 按其传动比的改变方式 分为有极式和无极 式 。无 极式又可分 为机 械式、液力式和 电力式几种，它的特点是：在 一 定 的范围 内可获得任何传动比， 从发动机的功 率的利用和提高生产 率 方 面都 有一定 的优越 性；但由于 传动效率、制造成本和结构方 面问 题 处 于研 究试 制阶段。有极式可分为双轴式、三轴式和组成式，它的 特 点 就是结构简 单被 广泛应用。 为 保 证 变 速 器 具 有 良 好 的 工 作 性 能 ， 对 变 速 器 提 出 以 下 设 计 要 求 ： 1、 保证拖拉机必要的动力性和经济性。 2、 设 置空档，用 来切断发动机动力向驱动轮的传 输。 3、 设置倒档，使 汽车能倒退行驶。 4、 设 置动力 输出装置 ，需要时能进行功 率输出。 5、 换挡迅速， 省力方 便。 6、工 作 可靠 ，行驶过程中不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生。 7、 有高的工作 效率 和工作噪声低 。 除此之外，还应满足轮 廓尺寸 和质量小，制造成本低，维修方便 等 要 求。 7 第二章 传动方案的确定 机械式变速器因结构简单、体积较小、制造成本低、传 动效率高和工作可靠等优点，所以至今仍不失为主要的拖拉 机变速系统，并得到广泛应用。 2.1 传动机构布置方案分析 改进型变速箱传动简图改进型变速箱传动简图 有级变速器的传动 效率与所选 用的传动方 案有关， 包括传递力的 齿 轮 副数目、转速、传递的功 率、润滑系统的有效性、齿轮 及轴及壳 体 等 零件 的制造精 度、刚度等。 三轴式与两轴式变速器的比 较： 三轴式的 优点直接档的传动 效率 高，磨损 及噪声 也最小，在齿轮中 心距较 小的情况下可获得大的一档 传 动 比，缺点是：除直接档外其他 各档的传动 效率有所降低；两轴式 的 优 点：结构简 单紧凑 ，除最高档外其他 各档的传动 效率高、噪声低 ， 它 方 便于前置发动机的 布置且使传动 系结构简 单，缺点是：它没有直 接 档，因此 在高档工作时，齿轮和轴 承均承载，故噪声教大，也增加 了 磨 损。 但因 为本变速器变速 范围比 较大，采用 两轴式、三轴式，结构比 8 较 复杂齿轮 较多，为了简化结构和齿轮数量，本设计采用组成式结构 4(3+1)档，a,b 为主变速器的 啮合套 ，主变速器的 啮合套 ；c,d 为 副 变 速器的 啮合套 。 2.2 部件结构方案分析 一 、 齿轮形式 斜齿轮有使用 寿命 长，工作时 噪声低 ，传动效率高等优点；但制 造 时 比较复杂、工作时有轴向力。 本 变 速器齿轮 117 均采用斜齿轮；齿轮 18，19 采用直齿轮。 二 、 换挡机构形式 变 速 器 换 挡 机 构 有 直 齿 滑 动 齿 轮 、 啮 合 套 和 同 步 器 换 挡 三 种 形 式 。 本 设计因滑 动齿轮 换挡只能采用 直齿圆柱齿轮传动，限制了齿轮 传 动 啮合质 量进 一步提高，还有本设计档 位之间公比小，换挡机构连 接 件 之间的 角速度差小，所以采用啮合套换挡。它能降低制造成本 ， 减 少 变速器的 长度。 三 、 轴承的选择 变 速器轴 承常 采用 圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子 轴 承 等。 因 本设计采用 斜齿轮传动，齿轮工作时 会产生轴向力，轴前 端和 后 端 均采用 角接触 轴承；齿轮绕轴转时采用滚针轴承。 第三章 变速器主要参数选择 3.1 档数 变速器档 位数的 增多可提高发动机的功 率利用率、汽车的燃料经 济 性 及平均车速， 从而 可提高运输效率，降低运输成本。 本设计为了 实现较 大的 速比范围使用 124 档。 3.2 传动比 一 、 各档传动比的确定 前 进 ： min max v3/ v30km/h km h最低车速 最高车速 9 1 1 3.14 2300 0.3465 100.1 3030 33.6 e k n r i v = 12 12 3.14 2300 0.3465 10.01 3030 303.6 e k n r i v = 倒 退 ： 14 1.1/ ,7/ rr vkm h vkm h= 1 1 4 4 3.14 2300 0.3465 279.29 3030 1.1 3.6 3.14 2300 0.3465 42.9 3030 73.6 r e k r r e k r n r i v n r i v = = o f k ii i i= 其中： o i 传动器传动比 2.733； f i 轮边传动比 5.5； k i 变速箱传动比 变 速 箱 前 进 挡 传 动 比 成 等 比 数 列 ， 等 比 基 数 1 11 12 1.233 i i q=； 倒 档 1 3 4 1.868 r r i i q= 各 前 进档传动比： 1 6.65i = 2 5.39i = 3 4.37i = 4 3.56i = 5 2.89i = 6 2.34i = 7 1.9i = 8 1.54i = 9 1.25i = 10 1.02i= 11 0.82i = 12 0.665i= 各 后 退档传动比： 1 18.58 r i = 2 9.946 r i = 3 5.32 r i = 4 2.85 r i = 二 、 分配传动比并确定各对齿轮的传动比 主 变 速器： 10 1 9 z i z = 8 2 7 z i z = 5 3 4 z i z = 2 4 1 z i z = 副 变 速器： 131719 1 121618 f zzz zzz i= 13 2 12 f z i z = 6 3 5 f z i z = 315 214 r z z i z z = 11 1f ii i= 22 1f ii i= 33 1f ii i= 11 r r ii i= 41 2f ii i= 52 2f ii i= 63 2f ii i= 22 r r ii i= 71 3f ii i= 82 3f ii i= 93 3f ii i= 33 r r ii i= 101 4f ii i= 112 4f ii i= 123 4f ii i= 44 r r ii i= 初 选 1 2.8i= 经 计 算 得 1 2.375 f i= 2 1.925 f i= 3 1.561 f i= 6.636 r i= 2 6.636i= 3 0.8i= 4 0.43i= 10 三 、 定总齿数及各齿轮齿数 由中心距 、模数和 螺旋 角可以确定总齿数 2cos z a m = 由 各 对啮合 齿轮传动比 确定各齿轮齿数 1 12 2cos2 135 cos25.8 49 5 a zz m += 2 4 1 0.43 z i z = 1 z 34 2 z 15 1 25.8 2 23.8 1 45 2cos2 135 cos25.8 49 5 a zz m += 5 3 4 0.8 z i z = 4 z 27 5 z 22 4 25 5 24.6 = 1 78 2cos2 135 cos25.8 49 5 a zz m += 8 2 7 1.499 z i z = 7 20z = 8 29z = 7 24.6 = 8 25 1 910 2cos2 135 cos25.8 49 5 a zz m += 10 1 9 2.8 z i z = 9 13z = 10 36z= 9 23.7 = 10 25.2= 2 56 2cos2 152.5 cos25.8 55 5 a zz m += 6 3 5 1.561 f z i z = 6 33z = 6 26.3 = 2 1213 2cos2 152.5 cos25.8 55 5 a zz m += 13 2 12 1.925 f z i z = 12 19z= 13 36z= 12 26.3= 13 25.2= 2 1011 2cos2 152.5 cos25.8 55 5 a zz m += 1110 5519zz= 11 26.3= 11 3 1415 2cos2 142.5 cos25.8 52 5 a zz m += 315 214 6.636 r zz i zz =g 取 14 14z= 则 15 38z= 14 32 15 37 r z ziz z =gg 14 23= 15 24.6= 3 25.5 = 5 1617 2cos2 133 cos25.8 48 5 a zz m += 131719 1 121618 2.375 f zzz i zzz =gg 1719 1618 1.254 zz zz =g 取 16 z 23 则 17 z 25 16 26= 17 25= 5 1819 22 133 53 5 a zz m += 1916 1817 1.254 zz zz = 18 z 25 19 z 28 四 、 各档最终传动比、速度及误差 10131719 1 9121618 6.4 zzzz i zzzz =ggg 3.7% = 1 3.1/vkm h= 1013 2 912 5.25 zz i zz = 2.6% = 2 3.8/vkm h= 106 3 95 4.15 zz i zz = =4.9% 3 v =4.81km/h 8131719 4 7121618 3.34 zzzz i zzzz =ggg =6% 4 v =5.94km/h 813 5 712 2.75 zz i zz =g =4.8% 5 v =7.26km/h 86 6 75 2.18 zz i zz =g =6.8% 6 v =9.16km/h 5131719 7 4121618 1.88 zzzz i zzzz =ggg =1.1% 7 v =10.58km/h 513 8 412 1.544 zz i zz =g =0.3% 8 v =12.94km/h 12 56 9 45 1.222 zz i zz =g =2.2% 9 v =16.35km/h 1317192 10 1121618 1.02 zzzz i zzzz =ggg =0.01% 10 v =19.5km/h 132 11 112 0.836 zz i zz =g =2% 11 v =23.89km/h 62 12 15 0.662 zz i zz =g =0.5% 12 v =30.18km/h 10315 1 11214 18.541 r zzz i zzz =gg =0.2% r 1 v =1.08km/h 8315 2 7214 9.708 r zzz i zzz =gg =2.4% r 2 v =2.06km/h 5315 3 4214 5.455 r zzz i zzz =gg =2.5% r 3 v =3.66km/h 3152 4 1214 2.954 r zzz i zzz =gg =3.6% r 4 v =6.76km/h 3.3 中心距 a 本 改进型变速箱 保持原 变速箱 孔中心距及相对位置 不变，具有良 好 的 工艺继承 性。 1 3 轴中 心距 135mm 32 轴中心距 152.5mm 3 4 轴中 心距 144mm 24 轴中心距 142.5mm 2 5 轴中 心距 133mm 3.4 齿轮参数 一 、齿轮 模数 齿轮 模数 m 直接决定齿 轮弯曲强度 ，从增强弯曲强度 出发，应选 用 大 模数。但是在中 心距和速比 一定的情况下，若选用小模数，则可 以 增 加齿数，使 重叠 系数增大，传动 平稳性和齿轮 接触强度 都有所改 善 。 因此 ，在满足 弯曲强度 的前提下 应用较小的模数。 根 据 经 验 公 式 3 mi mmk=5mm 其 中 m k： 模 数 系 数0.35 ； i m ：最低档转矩 2926.9n.m 二 、 齿宽 13 在一定范围 内 b 大强度就高， 但变速箱的轴向尺寸和重量亦增大 。 实 践 证明，齿 宽过分增大，由于沿齿宽方向负荷分布不均匀性增大， 反 而 使齿轮 承载能力 随之下降。 对 于 直齿 b（4.47）m6530mm 斜齿 b（69.5）m7.2536mm 三 、 螺旋角 当斜齿轮轴向 重叠 系数 为 1 时，则斜齿轮廓表面的接触线 长度不 变 ， 使 传 动 平 稳 ， 由 此 观 点 确 定 螺 旋 角 。sin n m b = 19 30 取 25.8 四 、 压力角 一般采用标 准齿形进行变位，压力角取 0 20 。 五 、 斜齿圆柱与直 齿齿轮参数 表 斜齿圆柱齿轮参数 齿 轮 代 号 齿数 法 面 模 数 （ mm ） 螺旋 角 （） 法面 压力 角 （） 法 面 齿 顶 高 系 数 分 度 圆 直 径 （ mm ） 齿 顶 高 （ m m） 齿顶 圆直 径 （mm） 齿 根 圆 直径 （mm） 1 34 5 25.8 20 1 188 5 193 181.75 2 15 5 23.8 20 1 82 5 87 75.75 3 37 5 25.5 20 1 206 5 211 199.75 4 27 5 25 20 1 149 5 154 142.75 5 22 5 24.6 20 1 122 5 127 115.75 6 33 5 26.3 20 1 183 5 188 176.75 7 20 5 24.6 20 1 110 5 115 103.75 8 29 5 25 20 1 160 5 165 153.75 9 13 5 23.7 20 1 71 5 76 69.75 10 36 5 25.2 20 1 199 5 204 177.75 11 19 5 26.3 20 1 106 5 111 99.75 14 12 19 5 26.3 20 1 106 5 111 99.75 13 36 5 25.2 20 1 199 5 204 192.75 14 14 5 23 20 1 76 5 81 69.75 15 38 5 24.6 20 1 209 5 214 202.75 16 23 5 26 20 1 128 5 133 126.75 17 25 5 25 20 1 138 5 143 136.75 直齿圆柱齿轮参数 参 数 齿轮 18 齿轮 19 齿 数 25 28 模 数（mm） 5 5 压 力角（） 20 20 齿 顶高系数 1 1 分 度圆直径 （mm） 126 140 齿 顶高（mm） 5 5 齿 顶圆直径 （mm） 131 145 齿 根高（mm） 6 6 齿 根圆直径 （mm） 120 134 3.5 轴承选择 1（ 输 入 ） 轴 选 用 角 接 触 球 轴 承7311c；3 轴 选 用 角 接 触 球 轴 承 7312c；2（输出）轴选用角接触球轴承 7314c。 第四章 拖拉机的牵引特性曲线 一 、 牵引特性曲线的 意义 把拖拉机的 各项牵引性和燃料经济性指标 综合在一起，比较全面 而 具 体地反映 出拖拉机的各种性能指标 之间的联系，可用以分析 、比 较 和 评价 拖拉机的牵引性和 燃料经济性。 二 、 理论 牵引特性曲线的绘制 绘制 之前须知 ： 发 动机的 调速特性曲线；拖拉机传动 系各档总传动比 i、驱动轮动力 半 径 q r 、拖拉机使用 重量；拖拉机的滚动阻力系数 f 和滑转曲线。 具 体 步骤： 15 1、 按所取比例尺绘制曲线的坐标 以 o 为原点的横坐 标代表挂钩牵引力 t p ， 从 o 点往左加一段代表滚 动 16 阻 力 f p f s g ，其中 s g 7000kg， q p 代表驱动力。 由 该 档的 e n 曲线 和曲线 画出 v 曲线。 1、 发动机调速特性曲线和滑转率曲线为已知（东方红 1302r） 3、 实际速度 v 曲线 0.377(1) e k n vr i = 4、 画拖拉机功 率 t n 曲线 3600 t t pv n = 可 由 v 曲线 画出 t n 曲线 。 5、 画 拖拉机的比 油耗 t g 曲 线 e t t g g n = 可 由 t n 曲线画出 t g 曲线 。 第五章 校核 5.1 齿轮强度计算 变速箱齿轮主要 破坏形 式是疲劳接触 和疲痨弯曲破坏。 一 、 弯曲疲劳强 度计 算 齿 轮 材料为 20 rni c m t 对于 斜齿轮180350 f mpa= 直齿轮400850 f mpa= 校 核 公式： g f 3 2t cos c k zm yk k 其 中 ： k应力集中系数 k1.5； k重合度系数 k1.4； c k 齿宽系 数 c k 7.2 对 齿 轮 1： 106 95509550440.13 2300 e g e n tnm n = y0.194 f 3 cos25.8 1.5 45.6 3.14 34 57.2 1.4 0.194 = 2 440.13 mpa 11 8518.1 aaed fffn=+= 2 2439.5 a fn= 1 0 0.24 a f c = 2 0 0.068 a f c = 经查表计算得 1 e0.52 2 e 0.41 11 0.529571.7 aaer fffn=+= 2 2500.5 a fn= 3、 轴承的当量载荷 1 1 1 1.09 a r f e f = 2 2 2 0.41 a r f e f = 查 表 得： 1 x 0.44 1 y 1.09 2 x 1 2 y 0 29 轴 承 运转中有中 等冲击载荷 p f 1.5 11111 ()21444.5 pra pfx fy fn=+= 22222 ()9148.1 pra pfx fy fn=+= 4、 验算轴承寿命 66 3 11 1010778000 ()()34602.96000 6060 2300 r h c lh n pp = 故 该 轴承满足要 求。 二 、3 轴上的轴承 7312c 1、 轴承的径向载荷 1r f ， 2r f 1 20153 7414 541 reae r v ff fn = 21 8725.8 r vrer v fffn= 1 201 14770 541 r hte ffn= 21 24983.5 r hter h fffn= 22 111 16526.4 rr vr h fffn=+= 22 222 26463.5 rr vr h fffn=+= 2、 轴承的轴向力 1a f ， 2a f 轴 承 的派生轴向力 dr fef= 先取 e0.4 11 6610.6 dr fefn= 22 10585.4 dr fefn= 21 25054.5 aedd fff+= 1a f 2aed ff+25054.5n 2 10585.4 a fn= 2 0 0.29 a f c = 1 0 0.68 a f c = 经查表计算得 1 e 0.55 2 e 0.68 11 0.5529024 aaer fffn=+= 2 14554.9 a fn= 30 3、 轴 承的当量载荷 1 1 1 1.76 a r f e f = 2 2 2 0.55 a r f e f = 故 该 轴承满足要 求。 三 、2（输出） 轴上得 轴承 7314c 1、 径 向载荷 1 26963 10431.3 541 reae r v ff fn = 21 16254 r vrer v fffn= 1 269 32765.9 541 r hte ffn= 21 26176.6 r hter h fffn= 22 111 34386.3 rr vr h fffn=+= 22 222 30812.4 rr vr h fffn=+= 2、 轴承的轴向力 1a f ， 2a f 轴 承 的派生轴向力 dr fef= 先取 e0.4 11 13754.5 dr fefn= 22 12325 dr fefn= 12 37739.1 aedd ffnf+= 2a f 1 37739.1 aed