MENDELOVA UNIVERZITA V BRNĚ AGRONOMICKÁ FAKULTA DIPLOMOVÁ PRÁCE

Transkript

1 MENDELOVA UNIVERZITA V BRNĚ AGRONOMICKÁ FAKULTA DIPLOMOVÁ PRÁCE BRNO 2011 Pavel Hanuš

2 Mendelova univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav techniky a automobilové dopravy Využití aktuálního točivého momentu ze sběrnice Can-Bus pro stanovení aktuálního výkonu motoru Diplomová práce Vedoucí práce: Ing. Jiří Čupera, Ph.D. Vypracoval: Pavel Hanuš Brno 2011

3 PROHLÁŠENÍ Prohlašuji, že jsem diplomovou práci na téma Využití aktuálního točivého momentu ze sběrnice Can-Bus pro stanovení aktuálního výkonu motoru vypracoval samostatně a použil jen pramenů, které cituji a uvádím v přiloženém seznamu literatury. Diplomová práce je školním dílem a může být použita ke komerčním účelům jen se souhlasem vedoucího diplomové práce a děkana AF Mendelovy univerzity v Brně. dne. podpis diplomanta.

4 Poděkování Rád bych touto cestou poděkoval svému vedoucímu diplomové práce panu Ing. Jiřímu Čuperovi, Ph.D. za vedení mé práce, cenné rady a připomínky ke zpracovávání tématu diplomové práce. 4

5 ANNOTATION The aim of this thesis was to evaluate the measured values from the CAN bus in terms of actual usability of the torque of the CAN bus for the determination of the actual power. In the literary section lists the current status of the tractor structure, forces acting on the tractor and power balance of the tractor. The second part describes laboratory measurements of tractor New Holland 7050 Auto Command in laboratories of the Institute of Automobile Transport and the Mendel University in Brno. Measurements were carried out without an increase in engine power and increase engine performance. From the measured values was rand Nominal Speed characteristics and Full Speed characteristics. The work is presented the methodology of data analysis CAN-Bus for the determination of engine power. At the end, an assessment of the recoverability of data from CAN-Bus to determine engine performance and evaluation of the Nominal and Full Speed Characteristics. Keywords: Can-Bus, tractor, engine torque, New Holland, engine power ANOTACE Cílem diplomové práce bylo provést vyhodnocení naměřených hodnot ze sítě CAN-Bus z pohledu využitelnosti aktuálního točivého momentu ze sběrnice Can-Bus pro stanovení aktuálního výkonu motoru. V literární části je uveden současný stav v konstrukci traktorů, síly působící na traktor a výkonová bilance traktoru. V druhé části práce je popsáno laboratorní měření traktoru New Holland 7050 AutoCommand v laboratořích Ústavu techniky a automobilové dopravy na Mendelově univerzitě v Brně. Měření probíhalo bez navýšení výkonu motoru a s navýšením výkonu motoru. Z naměřených hodnot byla sestavena jmenovitá otáčková charakteristika a úplná otáčková charakteristika. V práci je uvedena metodika vyhodnocení dat ze sběrnice CAN-Bus pro stanovení výkonu motoru. Na závěr je provedeno zhodnocení využitelnosti dat ze sítě CAN-Bus pro stanovení výkonu motoru a vyhodnocení naměřené jmenovité a úplné otáčkové charakteristiky. Klíčová slova: Can-Bus, traktor, točivý moment, New Holland, výkon motoru 5

6 Obsah: 1 Úvod 8 2 Cíl práce 9 3 Současný stav konstrukce traktorů Motor Palivová soustava vznětového motoru Přeplňování Převodovka Mechanické převodovky Diferenciálně hydrostatické převodovky Elektronické systémy 18 4 Síly působící na tahající traktor Odpory proti pohybu Ztrátové odpory Síla odporu valení Síla odporu vzduchu Spotřebované odpory Síla na překonání stoupání Setrvačná síla při nerovnoměrném pohybu Užitečné odpory Síly působící na tahající traktor na rovině 27 5 Výkonová bilance traktorů Výkon ztracený v převodech Výkon ztracený prokluzem Výkon ztracený odporem valení Výkon potřebný na překonání odporu vzduchu Výkon potřebný na překonání stoupání Výkon potřebný na zrychlení 35 6

7 6 Materiál a metodika měření Měření jmenovité otáčkové charakteristiky Měření úplné otáčkové charakteristiky Použité měřící přístroje 39 7 Metodika vyhodnocení Metodika vyhodnocení jmenovité otáčkové charakteristiky Metodika vyhodnocení úplné otáčkové charakteristiky Metodika vyhodnocení dat ze sběrnice CAN-Bus pro stanovení výkonu motoru 42 8 Vyhodnocení měření Vyhodnocení jmenovité otáčkové charakteristiky Vyhodnocení úplné otáčkové charakteristiky Vyhodnocení dat z CAN-Bus pro stanovení výkonu motoru 50 9 Závěr Literatura 59 7

8 1 ÚVOD Technický a technologický pokrok se sice dá pozdržet, ale nikoliv zastavit. Hledáme-li pro období 20. století nějaký dominantní zemědělský technický prostředek, který se nejvíce zasloužil o rozvoj zemědělství, pak je jím bezesporu zemědělský univerzální traktor se spalovacím motorem. Z pouhého zdroje tažné síly na počátku 20. století se na jeho konci stal mobilním energetickým prostředkem, jehož některé funkční prvky jsou na hranici inteligentního chování. Výkony motorů traktorů neustále stoupají, v současné době se setkáváme s traktory klasické konstrukce, které mají 250 kw. Kloubové a pásové traktory dosahují až ke 400 kw. Od 90-tých let minulého století je tento nárůst dvojnásobný. Tento vývoj byl zejména ovlivněn zvětšující se velikostí zemědělských podniků a druhy strojů, se kterými se traktory agregovaly. Traktor již přestal být jednoduchým zdrojem tahové síly, jelikož tak velké výkony přenést na podložku bez zhutňování a poškození půdy není téměř možné. Výkon je tedy z traktoru odebírán přes vývodový hřídel, hydraulickou soustavu nebo i elektrickou soustavu traktoru. Výrobci traktorů na základě ohlasů z praxe stále pracují na tom, aby nabídli dostatek příslušenství a to nejen pro univerzální, ale především pohodlné a ekonomické využití. Bezstupňové nebo programově řízené převodovky, energeticky a materiálově úspornější konstrukční řešení traktorových motorů a jejich provozních parametrů, univerzální možnosti pohonu nářadí a jeho umístění na traktoru, vysoký komfort obsluhy, nové koncepce řešení pojezdového ústrojí, to je pouhý velmi stručný přehled technických novinek, se kterými se u současných typů traktorů běžně setkáváme. [4] 8

9 2 CÍL PRÁCE Cílem diplomové práce bylo provést vyhodnocení naměřených hodnot traktoru New Holland 7050 Auto Command získaných při měření v laboratořích Mendelovy univerzity. Data vyhodnotit se zaměřením na úplnou otáčkovou charakteristiku a z pohledu využitelnosti aktuálního točivého momentu ze sběrnice Can-Bus pro stanovení aktuálního výkonu motoru. 9

10 3 SOUČASNÝ STAV KONSTRUKCE TRAKTORŮ 3.1 Motor V současné době jsou u traktorů výhradně využívány čtyřdobé vznětové motory. Výjimku tvoří pouze malotraktory s dvoudobými zážehovými nebo vznětovými motory. Vznětovým motorům se oproti zážehovým motorům dává přednost zejména pro jejich hospodárnost, která je podmíněna lepší tepelnou účinností. Největší modernizace se v současnosti objevuje v přípravě palivové směsi a v aplikaci elektroniky v ovládání motoru. Požadavky na spalovací traktorový motor můžeme rozdělit dle různých hledisek, jako např. legislativní požadavky (výfukové emise, hluk, bezpečnost aj.), požadavky zákazníka (spotřeba paliva, výkon, životnost, spolehlivost aj.), požadavky výrobce (kvalita, výrobní náklady, nenáročnost výroby aj.) nebo speciální požadavky, mezi které řadíme trvalý provoz při maximálním výkonu, vysoké převýšení točivého momentu motoru, nízká spotřeba paliva v provozní oblasti motoru nebo práce motoru v širokém rozmezí otáček s konstantním výkonem. Zvětšující se počet vozidel na silnicích způsobuje negativní vliv na životní prostředí, proto Evropská unie legislativně upravuje maximální množství škodlivin vypouštěných motorovými vozidly do ovzduší. Plnění těchto norem lze provádět těmito způsoby: - snížením obsahu NO x - systémem využívajícím recirkulaci výfukových plynů (EGR/AGR) a filtru pevných částic - systémem využívajícím konstrukční optimalizaci procesu spalování a selektivní katalytické redukce (SCR) Systém EGR (obr. 1) používá speciálně upravené rozvodné potrubí, jímž vede nazpět přesné množství výfukových plynů (asi 10%) z výfukového potrubí přes chladič a ventil EGR zpět do spalovacího prostoru, čímž snižuje teplotu spalování motoru a zároveň potlačuje hydraulické ztráty motoru z důvodu nižšího podtlaku v sání. Ventil EGR reguluje podle zatížení motoru či podle obsahu kyslíku ve výfukových plynech, množství spalin přiváděných do plnícího vzduchu. Tím dochází ke snižování přebytku kyslíku ve spalovacím prostoru. Pomocí systému EGR lze snížit emise NO x ve 10

11 výfukových plynech až o 40%. EGR je z konstrukčního hlediska jednodušší než SCR a tím pádem i levnější z pohledu pořizovacích nákladů vozidel s tímto systémem. Obr. 1 Systém využívající recirkulace výfukových plynů (EGR) [17] Systém SCR (obr. 2) využívá redukčního prostředku AdBlue, což je 32,5 % roztok vody a močoviny. Redukční prostředek AdBlue je uložen v samostatné nádrži, odděleně od nádrže s naftou. AdBlue je dávkováno do proudu stlačeného vzduchu, kterým je unášeno do výfukového potrubí. V horkých výfukových plynech se AdBlue rozkládá na čpavek a oxid uhličitý. Uvolněný čpavek pak v SCR katalyzátoru reaguje s NO x za vzniku neškodného dusíku a vodní páry. [10] Obr. 2 Systém využívající selektivní katalytické redukce (SCR) [15] 11

12 3.1.1 Palivová soustava vznětového motoru Palivová soustava musí zajistit stav, při kterém bude do spalovacího prostoru přivedeno ve správný okamžik, v požadovaném stavu a množství, palivo společně se vzduchem, umožňující vznícení a uvolnění tepelné energie. Ta je následně přeměněna na mechanickou práci klikového mechanismu, při udržení energetické účinnosti na nejvyšších hodnotách. Příprava směsi je také prostředkem regulace motoru. U vznětového motoru je výkon regulován kvalitativně tzn., že je měněn obsah paliva ve směsi se vzduchem, jehož množství se nemění. Palivový systém vznětového motoru je tvořen nízkotlakou a vysokotlakou částí. Nízkotlaká část dopravuje palivo z nádrže přes čističe k vysokotlaké části. Vysokotlaká část zajišťuje vytvoření vysokého tlaku paliva, jeho dopravu ke vstřikovačům a dávkování paliva přes trysku do spalovacího prostoru. Palivová soustava motoru s řadovým vstřikovacím čerpadlem Palivo z nádrže nasává dopravní čerpadlo a vytlačuje jej přes čistič do vstřikovacího čerpadla. Tlak za dopravním čerpadlem se pohybuje od 0,1 MPa do 0,2 MPa. Vstřikovací čerpadlo dodává palivo vysokotlakým potrubím do vstřikovačů. Přes trysku umístěnou ve vstřikovači je palivo vstřikováno do spalovacího prostoru pod tlakem MPa. Palivo, které se dostává vlivem netěsností trysky do horní části vstřikovače, se vrací zpětným (přepadovým) potrubím do nádrže. [1] Palivová soustava motoru s rotačním vstřikovacím čerpadlem Pro dopravu paliva v nízkotlaké větvi jsou použita zpravidla dvě čerpadla. Jedno zubové s elektrickým pohonem a druhé lopatkové, které je součástí vstřikovacího čerpadla. Řízení práce motoru a vstřikovacího čerpadla zajišťují elektronické řídící jednotky. Ostatní části nízkotlaké větve palivové soustavy jsou obdobné konstrukce jako u systému s řadovým vstřikovacím čerpadlem. Na rozdíl od řadových mají rotační čerpadla pouze jeden výtlačný element pro všechny válce a pomocí rozdělovače je palivo rozděleno k jednotlivým vstřikovačům. U současných vznětových motorů se používají dva typy rotačních vstřikovacích čerpadel s axiálním pístem a s radiálními písty. [1] 12

13 Samostatná jednoválcová vstřikovací čerpadla Každý válec je vybaven jednou vstřikovací jednotkou. Pracovní postup těchto čerpadel odpovídá postupu u řadových čerpadel, ale nemají vlastní vačkový hřídel. Hnací vačky pro jednotlivá vstřikovací čerpadla se nacházejí na vačkovém hřídeli pro ovládání ventilového rozvodu motoru. U Samostatných jednoválcových vstřikovacích čerpadel rozeznáváme sdružené vstřikovací jednotky(uis Unit Injektor Systém) nebo-li jednotka čerpadlo - tryska a sdružený vstřikovací systém(ups Unit Pump System) nebo-li systém čerpadlo - vedení - tryska. U jednotky čerpadlo tryska jsou vstřikovací čerpadlo a tryska umístěny v jednom samostatném bloku. Pro každý válec motoru je v hlavě vestavěna jedna jednotka. Protože není použito žádné vysokotlaké potrubí a palivo je vedeno kanálky přímo k trysce, je možno dosáhnout vyššího vstřikovacího tlaku (až 200 MPa) než u řadových a rotačních vstřikovacích čerpadel. Pomocí vysokého vstřikovacího tlaku a elektronické regulace s polem charakteristik a dávek lze dosáhnout podstatného snížení emisí škodlivých látek vznětového motoru. Systém čerpadlo vedení tryska pracuje na stejném principu jako systém čerpadlo tryska, ale na rozdíl od něho je těleso vstřikovače propojeno s jednotkou vstřikovacího čerpadla krátkým vysokotlakým potrubím. [1] Vstřikovací systém s tlakovým zásobníkem Common-Rail Systém s tlakovým zásobníkem Common-Rail (schéma uvedeno na obr. 3) je dnes nejrozšířenějším systémem přímého vysokotlakého vstřikování paliva u vznětových motorů. Common-Rail označuje společné palivové potrubí pro všechny válce. Palivová soustava se skládá z vysokotlakého čerpadla a zásobníku paliva, který je společný pro všechny válce. Palivo je dopravováno vysokotlakým čerpadlem do zásobníku, tlak v zásobníku je přibližně 200 MPa v závislosti na typu a provedení. Ze zásobníku je palivo rozvedeno k jednotlivým vstřikovačům. Celý proces vstřikování paliva je řízen elektronikou pomocí elektromagnetických ventilů ve vstřikovačích. Palivo je přesně dávkováno podle zatížení motoru tak, jak určí program řídící jednotky. Hlavnímu vstřiku paliva předchází předstřik malého množství paliva. Díky vysokému tlaku paliva v potrubí je palivo lépe rozptýleno ve válci a směs lépe hoří. Tím je dosaženo vyšší účinnosti pracovního cyklu motoru. Za výhody motorů 13

14 s vysokotlakým přívodem paliva můžeme považovat vyšší výkon, zvýšený točivý moment a snížená spotřeba paliva. [5] Obr. 3 Schéma systému Common-Rail [18] První generace systému Common-Rail z roku 1997 používala tlak 135 MPa, druhá generace z roku 2001 již 160 MPa. Třetí generace s přesnějšími a rychlejšími piezo-inline vstřikovači byla představena v roce 2003 a používala tlak 200 MPa. Čtvrtá generace systému se vyrábí od roku 2008 a zajišťuje tlak až 250 MPa. [16] 14

15 3.1.2 Přeplňování Přeplňování zajišťuje dopravu vzduchu do spalovacího prostoru s tlakem vyšším, než je atmosférický. U traktorových motorů se nejčastěji používá přeplňování turbodmychadlem, které se skládá z turbíny a dmychadla spojených hřídelem uloženým v ložiscích v tělese turbíny. Část energie spalin opouštějících spalovací prostor je využita k roztáčení turbíny. Plnění válců čerstvým vzduchem zajišťuje dmychadlo. Otáčky turbodmychadla mohou dosáhnout až min -1. [1] Přeplňování má řadu výhod, jako např.: - snížení výkonové hmotnosti, - zvýšení termické účinnosti, neboť se pro plnění válců využívá část nevyužité energie výfukových plynů - příznivější parametry výfukových emisí u přeplňovaných motorů - hospodárnější provoz motoru - výhodnější průběh točivého momentu motoru 3.2 Převodovka Na konci 20. století si výrobci začali uvědomovat velký vliv převodového ústrojí na provozní a pracovní parametry traktorů. Proto s nástupem 21. století začala vznikat moderní převodová ústrojí, která můžeme zařadit mezi automatizované systémy komunikující digitální sběrnicí CAN-Bus s ostatními funkčními uzly traktoru. Převodové ústrojí traktoru slouží k přenosu točivého momentu motoru na hnané nápravy a k pohonu zadního vývodového hřídele (PTO). Z konstrukčního hlediska je převodové ústrojí současných traktorů s mechanickou převodovkou obecně členěno na základní převodovku, skupinovou převodovku, kuželový převod s diferenciálem a koncový převod. Před vlastní převodovkou bývá předřazen násobič točivého momentu (powershift), minireduktor anebo reverzační skupina. [6] Reverzace traktorových převodovek je nejčastěji z pohledu přenosu výkonu motoru uskutečněna mechanicky nebo hydrostaticky. Reverzace je ovládána přesunem ozubeného kola, zubovou spojkou nebo lamelovou spojkou řazenou při zatížení, která umožňuje plynulý rozjezd traktoru vpřed nebo vzad bez použití pojezdové spojky. Ovladač reverzace je umístěn nejčastěji vlevo pod volantem nebo je to přímo páka, na 15

16 které jsou umístěna tlačítka k řazení převodových stupňů. Reverzaci lze provést jen při nižších rychlostech. Při vyšších než limitních rychlostech elektronika traktoru vyhodnotí situaci za nebezpečnou a reverzaci neprovede Mechanické převodovky Mechanické převody jsou velmi rozšířené pro svoji vysokou účinnost a provozní spolehlivost. Koncepčně jsou uspořádány z hlavní, skupinové a reverzační převodovky doplněné násobičem točivého momentu, který umožňuje řazení při zatížení. Mechanické převodovky můžeme rozdělit na: - převodovky bez možnosti řazení při zatížení (obr. 4) - převodovky s omezeným počtem stupňů řazených při zatížení - převodovky se všemi stupni řazenými při zatížení Obr. 4 Mechanická převodovka bez možnosti řazení při zatížení (Shuttle Command) [1] Převodovky s omezeným počtem stupňů řazených při zatížení Převodovky s omezeným počtem stupňů řazených při zatížení jsou nabízeny pro všechny výkonové třídy traktorů a tvoří nejrozsáhlejší skupinu mechanických 16

17 převodovek. Nejvyšší počet převodových stupňů řazených při zatížení je osm, když vzniknou využitím čtyřstupňového násobiče a skupinové převodovky se dvěma stupni řazenými při zatížení. Převodovky se všemi stupni řazenými pod zatížením Převodovky se všemi stupni řazenými při zatížení se používají především u traktorů vyšší výkonové třídy, jelikož přeřazení při přenášení vysokého točivého momentu motoru by znamenalo zastavení soupravy a vysoké tepelné namáhání spojkových kotoučů. Při opakovaném řazení by mohlo dojít ke skluzu spojky v důsledku poklesu součinitele tření. Výhoda je také v tom, že dochází k přenášení opotřebení na třecí segmenty, kterými jsou lamelové spojky a brzdy. Zapínání lamelových spojek a brzd je hydraulické s elektronickými prvky pro regulaci, které dovolují řazení bez rázů. Počet převodových stupňů vpřed se pohybuje od 16 do 26 a vzad od 4 do 8. Pro zvýšení počtu stupňů při zatížení jsou převodovky obvykle nabízeny s redukční převodovkou. [6] Diferenciální hydrostatické převodovky Princip diferenciálních hydrostatických převodovek spočívá v přenosu výkonu pomocí tlakové kapaliny. Hydraulickou část převodovky tvoří hydrostatický převodník plnící funkci transformátoru energie, přeměňujícího vstupní mechanickou energii na tlakovou, která se transformuje na výstupní mechanickou energii vstupující do slučovacího planetového převodu. Hydrostatický převodník je tvořen axiálním pístovým hydrogenerátorem, hydromotorem a řídícími regulačními prvky. Regulace převodníku je realizována řízenou změnou geometrického objemu naklápěním regulační desky nebo celého bloku s písty. Výhoda diferenciálních hydrostatických převodovek spočívá ve snadném přenosu velkých sil a točivých momentů, v malé hmotnosti, snadné reverzaci, snadné údržbě a provozní spolehlivosti. Za nevýhody můžeme označit nižší účinnost hydrostatické větve převodovky, která je navíc velmi citlivá na znečištění hydraulické kapaliny, a vyšší pořizovací náklady, které se ale následně vracejí v ekonomičtějším provozu. V současnosti se s hydrostatickými převodovkami můžeme setkat v provedení Fendt Vario (obr. 5) nebo John Deere Autopowr. [1] 17

18 Obr. 5 Schéma převodovky Fendt-Vario [19] 3.3 Elektronické systémy Rozvoj elektronických systémů traktorů je spojen s rostoucími požadavky na ekologické aspekty provozu a také složitosti řídících uzlů (převodovka, spalovací motor, hydraulika ) vzájemně propojených prostřednictvím digitální sběrnice CAN- Bus. Elektronické systémy mají tři základní funkce: řídící, seřizovací a diagnostickou, když dokáží přesnější a výhodnější elektronické řízení některých skupin. Při současných cenách a spolehlivosti jednotlivých prvků je nejvýhodnější právě elektronické řízení. To uvítají současní uživatelé moderní zemědělské techniky, kterým odpadá časově náročná diagnostika u mechanicky řízených skupin. Diagnostika elektronicky řízených skupin je v současnosti velmi rychlá, přesná a spolehlivá s možností provádět diagnostiku během provozu stroje a úspěšnost odhalení eventuálních problémů je také velmi vysoká. Elektronizace přináší nové možnosti v podobě navýšení výkonu motoru, automatického řazení aj. Samostatnou kapitolou je ovšem pravidelná a odborná péče o tyto moderní stroje. Ani sebelepší stroj s nejmodernějším elektronickým řízením mnoha skupin nemůže kvalitně pracovat bez kvalitní obsluhy a kvalitního servisu. Lidský faktor stále zůstává rozhodující. A to nejen přímo při obsluze stroje, ale i při péči o ní. Dobrý vztah 18

19 obsluha servisní technik, je skutečně základem pro bezproblémový a spolehlivý provoz strojů. Každá hodina či den prostoje je velmi drahá. A právě elektronické systémy společně s řádně a pravidelně prováděným servisem zvyšují spolehlivost strojů. [8] Řídící jednotka Electronic Control Unit (zkratkou ECU) je vestavěný počítač pro řízení automobilových systémů (motor, brzdový systém, automatická převodovka). U traktorových systémů to může být dále vnější hydraulika, regulační hydraulika, výkonnostní monitor aj. Řídicí jednotka sleduje činnost systému pomocí elektrických vstupů, ke kterým jsou připojeny senzory. Regulační zásahy provádí řídicí jednotka pomocí elektrických výstupů, kterými řídí akční členy. Pro vzájemnou komunikaci řídicích jednotek slouží její síťové rozhraní. Obvykle se využívají sériové sběrnice CAN, LIN nebo FlexRay aj. Chování jednotky je řízeno vestavěným programem. Tento program je realizován jako aplikace pro operační systém pracující v reálném čase. Převážná většina funkcí je zajišťována softwarovým vybavením jednotky a nikoliv jejím hardware. Tím jsou většinou realizovány pouze rozhraní mezi vstupy a výstupy jednotky a vstupy a výstupy řídicího mikrokontroléru. [9] Vstupní signály řídících jednotek můžeme rozdělit na analogové (snímače teploty paliva, vzduchu, oleje aj.), digitální (používané u termostatů a ventilátorů) a impulzní (snímače otáček, pojezdové rychlosti aj.). Řídící jednotka musí odolávat nepříznivému vlivu okolního prostředí jako např. teplotě, nesmí být ovlivněna zdroji elektromagnetického rušení, otřesy, napěťovými výkyvy. CAN-Bus Aplikace elektroniky do vozidel se projevovala zvětšujícím se počtem elektrických vodičů, konektorů a snímačů (obr. 6). Většina z nich sloužila k přenosu dat např. mezi řídícími jednotkami. Toto uspořádání zvyšovalo náročnost na montáž, údržbu a vyhledávání případných závad. Pro odstranění tohoto problému byl navržen technický způsob, u kterého elektronické jednotky v motorovém vozidle komunikují navzájem po dvou kabelech. Tento způsob datové komunikace je označován jako Bussystém. CAN-Bus je tedy datová sběrnice používaná pro vzájemnou komunikaci 19

20 funkčních jednotek v motorových prostředcích. Bus-systémy se projevily vyšší provozní spolehlivostí a nižšími náklady na elektrickou soustavu. Současně došlo k poklesu používaných snímačů, jelikož nyní stačí jeden pro všechny řídící jednotky. Obr. 6 Kabeláž v automobilu bez CAN-Busu a s CAN-Busem [20] Základní součást CAN-Busu tvoří dva měděné kabely označované jako CAN- High a CAN-Low. Obě vedení jsou mezi sebou propletena, aby se snížilo riziko nebezpečí rušení signálu magnetickými poli vodičů, alternátoru aj. Na koncích vedení jsou rezistory zabraňující nežádoucímu zkreslení přenášených údajů. Schéma je uvedeno na obr. 7. Další komponenty se nacházejí v napojených řídících jednotkách. Jsou jimi CAN-Controller a CAN-Transceiver. Příkazy z řídící jednotky jdou nejprve do CAN-Controller, který je převede na vysokofrekvenční pravoúhle napětí a odtud do CAN-Transceiver. Ten přenese příkazy na High, Low a odešle je na vedení. Současně přijímá informace řídící jednotkou vyžadované. [9] 20

21 Obr. 7 Uspořádání sběrnice CAN-Bus [21] Každá zpráva je složena z množství bitů, jejichž uspořádání je dáno protokolem. Zprávy jsou přenášené v tzv. rámcích. V definicích CAN jsou určeny čtyři typy rámců: - datový rámec (data frame) - žádost o data (remote frame) - chybový rámec (error frame) - rámec přeplnění (overload frame) Protokol se skládá ze sedmi polí (obr. 8): - počáteční (1 bit) - statkové (11 nebo 29 bitů) charakterizuje typ zprávy a určuje její prioritu - kontrolní (6 bitů) uvádí počet bitů zaslaných v datovém poli - datové (64 bitů) obsahuje vlastní informaci (rychlost vozidla, otáčky motoru aj.) - bezpečnostní (16 bitů) k rozpoznání přenosových chyb 21

22 - potvrzovací (2 bity) řídící jednotka po obdržení zprávy posílá vysílací jednotce stejnou zprávu o přijetí - koncové (7 bitů) ukončení datového protokolu. Obr. 8 Struktura datové zprávy sběrnice CAN-Bus [1] Pro zemědělské a lesnické stroje upravuje CAN-Bus norma ISO U traktorů se často používá dvou CAN-Bus sítí navzájem propojených můstkem. Jedna používá přenosovou rychlost 250 kbit/s a pomalejší 125 kbit/s. S CAN-Bus sítí je propojen také ISO-Bus komunikace mezi traktorem a strojem. [1] 22

23 4 SÍLY PŮSOBÍCÍ NA TAHAJÍCÍ TRAKTOR Významným činitelem při přenosu sil z traktoru na podložku je traktorové kolo. Na správném provedení kol jsou závislé provozní vlastnosti traktoru: - dokonalost přenosu hnací síly mezi kolem a půdou - velikost měrného tlaku na půdu - velikost jízdního odporu - udržování jízdního směru Z mechanického hlediska lze traktorová kola rozdělovat na hnaná a hnací. Hnací kolo přenáší hnací sílu motoru, která udržuje traktor v pohybu. Při valení kola se vyskytují nejčastěji tyto případy: - odvalování po tvrdé podložce - odvalování po měkké podložce [1] 4.1 Odpory proti pohybu Hnací síla překonává všechny odpory, které působí proti pohybu traktoru (traktorové soupravy). Jejich zdrojem je samotný traktor, prostředí ve kterém se pohybuje nebo jsou vyvolané reakcí pracovního nářadí a zpracované hmoty. Odpory lze rozdělit na ztrátové, spotřebované a užitečné Ztrátové odpory Ztrátovými odpory se označuje síla odporu valení a síla odporu vzduchu Síla odporu valení Velikost odporu valení je určena tíhou mobilního energetického prostředku a druhem a vlastnostmi podložky pojezdového ústrojí. Valivý odpor (ztráta valením) je dán vztahem: F V = G f [ ] t N ( 1 ), kde G t - tíha traktoru [N] f - součinitel odporu valení [-] 23

24 Součinitel odporu valení f je proměnlivý a jeho velikost se vlivem různých činitelů mění: - Součinitel valení se snižuje při rostoucím tlaku vzduchu v pneumatice, jelikož se pneumatika méně deformuje a sníží se tak ztráty hysterezí. - Při zvyšování zatížení pneumatiky se součinitel odporu valení velmi mírně zvyšuje. Zvýšení je výraznější při nízkých tlacích vzduchu než při vysokých - Pneumatika s větším průměrem má menší součinitel odporu valení, protože se méně zahlubuje do půdy - Se zvyšujícím se prokluzem se hodnota součinitele odporu valení lineárně zvyšuje - Součinitel odporu valení se zvyšuje s rostoucí deformací podložky [1] Tab. 1 Hodnoty součinitelů odporů valení pro jednotlivé povrchy [1,2] Povrch vozovky f Povrch vozovky f Beton 0,015 0,025 Travnatý terén 0,080 0,150 Asfalt 0,018 0,020 Hluboký písek 0,150 0,300 Dlažby 0,020 0,030 Rozbahněná půda 0,200 0,400 Makadam 0,030 0,040 Čerstvý sníh 0,200 0,300 Suchá vozová cesta 0,030 0,050 Náledí 0,010 0,025 Mokrá vozová cesta 0,080 0,200 Posečená louka 0,080 0,100 Poorané pole 0,120 0, Síla odporu vzduchu Síla odporu vzduchu vzniká z nevyhnutelnosti vytlačit vzduch z prostoru před vozidlem do prostoru za vozidlo. S tímto odporem musíme uvažovat, když se vozidlo pohybuje rychlostí větší jak 9 m.s -1, protože jeho velikost není zanedbatelná. 24

25 Odpor vzduchu obsahuje tyto složky: - Profilový odpor, který vzniká pro rozdílné tlaky před vozidlem a za ním; z celkového odporu vzduchu tvoří 55 až 60 %; - Odpor tření vzduchu o povrch karosérie (8 až 10%); - Odpor při přechodu vzduchu chladícím a ventilačním systémem (10 až 15 %); - Odpor třením a vířením vzduchu způsobeným otáčejícími se koly (12 až 18 %); - Indukovaný odpor, který vzniká vířením vzduchu v příčné rovině vozidla způsobený rozdílnými tlaky nad vozidlem a pod ním (5 až 8 %). [2] Velikost odporu vzduchu vypočítáme ze vztahu: F W = c x ρ S v [ ], kde: c x - součinitel aerodynamického tvaru [-] ρ - měrná hmotnost vzduchu [kg/m 3 ] S - čelní plocha [m 2 ] v - pojezdová rychlost [m/s] N ( 2 ) Spotřebované odpory Mezi spotřebované odpory řadíme sílu na překonání stoupání a setrvačnou sílu při nerovnoměrném pohybu Síla na překonání stoupání Síla na překonání stoupání F s závisí na tíze vozidla G a na úhlu sklonu svahu α. Její velikost určíme ze vztahu: F s = G sinα [ N ] ( 3 ), kde: G t - tíha traktoru [N] α - úhel, který svírá rovina jízdní dráhy s vodorovnou rovinou [ ] V praxi se obvykle místo úhlu stoupání ve stupních udává sklon svahu v %. 25

26 h = 100 = tgα 100 L S [%] ( 4 ), kde: h - výškový rozdíl [m] L - délka kopce [m] Obr. 9 Síla na překonání stoupání [22] Setrvačná síla při nerovnoměrném pohybu Setrvačná síla F s vzniká při nerovnoměrném pohybu vozidla. Tato síla se spotřebuje na zrychlení posuvně se pohybujících se hmot vozidla m a na zrychlení rotačních hmot vozidla. Setrvačnou sílu posuvně se pohybujících hmot vozidla F a určíme ze vztahu: F a = m a = m + m + m ) a, kde: a - zrychlení [m/s 2 ] m c m m hnací kolo) [kg] m a1 c ( 1 [ N ] ( 5 ) a - celková hmotnost [kg] - hmotnost traktoru [kg] - posuvné hmoty rotačních částí (spalovací motor, převodová ústrojí, - posuvná hmota hnaného kola [kg] 26

27 4.1.3 Užitečné odpory Mezi užitečné odpory řadíme tahovou sílu F t a odpory potřebné na pohon pracovních strojů přes vývodový hřídel. Pod tahovou silou F t rozumíme vodorovnou složku výsledného silového působení odporu pracovního stroje na mobilní energetický prostředek. U automobilů přichází v úvahu působení tahové síly (tahového odporu) v tažném bodě při práci s přívěsem. U traktorů a samochodných strojů vzniká tento odpor při jejich pracovních nasazení. Při práci vozidel s pracovními stroji, které vyžadují i pohon přes vývodový hřídel, celkové užitečné odpory představují tahový odpor a odpor potřebný na pohon pracovního stroje. Odpor potřebný na pohon pracovního stroje udáváme potřebným výkonem při daných otáčkách, resp. požadovaným kroutícím momentem. [2] 4.2 Síly působící na tahající traktor na rovině Silové a rozměrové schéma táhnoucího traktoru 4K4 je uvedeno na obr. 10. Tento případ odpovídá traktoru zatíženého obecnou silou, působící na závěs a ležící v rovině rovnoběžné se směrem jízdy a kolmé k povrchu. Výslednice, kterou působí nářadí na traktor, je označena F a rozkládá se do dvou složek, přičemž vodorovnou složku označujeme jako tahovou sílu. Při rovnoměrném přímočarém pohybu překonává traktor ztrátové (valivý odpor) a užitečné (tahovou sílu) síly. Tíha traktoru G t působí v těžišti. Od podložky působí na kola normálové reakce Y, protože při početním řešení je výhodnější uvažovat normálové reakce v osách kol, musí se zavést momenty valení M v. [1] 27

28 Obr. 10 Silové a rozměrové schéma táhnoucího traktoru [1] Početní řešení je založeno na sestavení tří rovnic silové a momentové rovnováhy ΣF x = 0, ΣF y = 0 a ΣM = 0. Dále se při řešení používá výsledná síla odporu valení F v = F v1 + F v2 a výsledná hnací síla F h = F h1 + F h2. Potom dle obr. 10 platí: [1] ΣF x = 0, -F h + F v + F t = 0 ( 6 ) ΣF y = 0, Y 1 + Y 2 + G t F t. tg θ ( 7) ΣM 1 = 0, c. G t h t. f r c t. F t. tg θ M v Y 2. L ( 8 ) Celkovou sílu odporu valení F v lze vyjádřit pomocí normálových reakcí Y a součinitele odporu valení f: F v = Y 1. f 1 + Y 2. f 2 [N] ( 9 ) Je možno uvažovat: f 1 = f 2 = f ( 10 ) Pak získáme: F v = f. (Y 1 + Y 2 ) [N] ( 11 ) 28

29 Protože je podle vztahu č. 7: Y 1 + Y 2 = G t + F t. tg θ [N] ( 12 ) Je velikost odporu valení rovna: F v = f. (G t + F t. tg θ) [N] ( 13 ) tvar: Obecná rovnice pro tahovou sílu vyplývající ze silové bilance a rovnice č. 6 má F t = F h - F v [N] ( 14 ) dosáhne: Po dosazení vztahu č. 13 do vztahu č. 14 vyjádříme tahovou sílu, kterou traktor F t = F h f. (G t + F t. tg θ) [N] ( 15 ) nebo po úpravě: F t F f G h t = [N] ( 16 ) 1 + f tgθ Dalším řešením vztahu č. 16 lze nahradit hnací sílu F h následujícím postupem. Hnací sílu lze vyjádřit prostřednictvím součinitele záběru µ: F h = µ. (Y 1 + Y 2 ) [N] ( 17 ) Dosazením vztahu č. 12 získáme tvar: F h = µ. (G t + F t. tg θ) [N] ( 18 ) podoby: Dosazením do vztahu č. 15 a upravením pro F t získáme konečný tvar: µ f Ft = Gt 1 tgθ ( µ f ) 29 [N] ( 19 ) Pokud bude výsledná síla F = F t, tj. tg θ = 0, pak lze rovnici č. 19 upravit do F t = G t. (µ f) [N] ( 20) [1]

30 5 VÝKONOVÁ BILANCE TRAKTORU Energie obsažená v palivu se v motoru přeměňuje na mechanickou práci, určenou pro tahové práce traktorů, pro pohon strojů poháněných přes vývodový hřídel nebo přes vnější okruh hydrauliky traktorů. Efektivní výkon motoru nelze bezezbytku přeměnit na výkon tahový nebo na výkon přenášený přes vývodový hřídel. Proces této přeměny je doprovázen ztrátami. Část výkonu motoru se zmaří v převodech (mechanické ztráty), část výkonu ve styku pojezdového ústrojí s podložkou (ztráty prokluzem a valením, část vlivem jízdních podmínek (stoupání, zrychlení). [1] Výkonovou bilanci traktoru lze matematicky vyjádřit: P + e = Pt + PVH + PH + Pm + Pδ + PV + PS + PW Pa [ ] Kde jsou: P e - efektivní výkon motoru W ( 21 ) Užitečné výkony: P t P VH P H - tahový výkon - výkon přenášený vývodovým hřídelem - výkon hydrogenerátoru Ztrátové výkony: P m P δ P v P s P w P a - výkon ztracený v převodovém ústrojí - výkon ztracený prokluzem - výkon ztracený valením - výkon potřebný na překonání svahu - výkon potřebný na překonání odporu vzduchu - výkon potřebný pro zrychlení Úplná výkonová bilance uvedená ve vztahu č. 21 platí pro obecný pohyb traktoru, tj. pro jízdu nerovnoměrnou rychlostí do svahu. Při jízdě rovnoměrnou rychlostí odpadá ztrátový výkon potřebný pro zrychlení (P a ), při jízdě po rovině ztrátový výkon potřebný na překonání svahu (P s ). Odpor vzduchu roste se čtvercem rychlosti, ale 30

31 v rozsahu polních pracovních rychlostí traktorů je výkon P W zanedbatelný. Proto výkonový bilance pro práci traktoru rovnoměrnou rychlostí na rovině má tvar: P + e = Pt + + Pm + Pδ PV [ ] W ( 22 ) Nejvýhodnější je přenos výkonu motoru přes vývodový hřídel, jelikož dochází jen k mechanickým ztrátám (3%). Tyto mechanické ztráty jsou menší v porovnání s mechanickými ztrátami celého převodového ústrojí (6%) pojezdu traktoru. 5.1 Výkon ztracený v převodech Část výkonu přenášená od motoru na pojezdové ústrojí se zmaří v převodovém ústrojí, tj. v ozubených soukolích a ložiskách. Zmařená energie se převede v převážné míře na teplo, vzniklé třením v zubech ozubených kol, v ložiskách a těsněním, vířením oleje a vzduchu ve skříních převodů. Množství zmařené energie závisí na jakosti a přesnosti opracování stykových ploch, na druhu ozubení a ložisek, na způsobu mazání a vlastnostech maziva, na velikosti přenášeného zatížení. Označíme-li výkon na hnacích kolech traktoru P h, je možno mechanickou účinnost η m definovat jako: P h η m = [ ] Pe ( 23 ) Výkon zmařený v převodových ústrojích P m lze tedy dále vypočítat ze vztahu: P = ( 1 η ) [ W ] ( 24) m P e m, přičemž η m je součinem účinností jednotlivých párů ozubených kol a ložisek přenášejících výkon motoru. Mechanickou účinnost ovlivňuje počet ozubených kol, které jsou v záběru m párů čelních kol (η čk = 0,98), n párů kuželových kol (η kk = 0,97) a p uložení hřídelů přenášejících výkon od motoru k hnacím kolům (η l = 0,995). Obvykle se mechanická účinnost kolového traktoru pohybuje v rozmezí η = 0,9 0, 95. Mechanickou účinnost lze tedy vyjádřit vztahem: η = η η η [ ] m m čk n kk p l 31 m ( 25 )

32 5.2 Výkon ztracený prokluzem Při odběru výkonu pojezdovým ústrojím (hnací kola, pásy) vznikají prokluzem pojezdového ústrojí ztráty přenášeného výkonu. Hodnota prokluzu je tím větší, čím větší hnací sílu pojezdového ústrojí přenáší. Prokluz má nulovou hodnotu pouze v teoretickém případě, že kola (pásy) nepřenáší žádnou hnací sílu. Protože i při jízdě bez zatížení přenáší pojezdové ústrojí výkon potřebný pro překonání valivých odporů, musí určitý prokluz, a tím i ztráta výkonu, existovat u traktorů i při nulové tahové síle. Výkon zmařený prokluzem P δ je hodnota, o kterou se zmenší výkon na obvodu hnacích kol (P h ) vlivem prokluzové účinnosti ( η δ ). P = ( 1 ) [ W ] ( 26) δ P h η δ popř. P η δ [ ] δ = P e m W ( 27) Prokluzovou účinnost η δ vyjádříme matematicky pomocí prokluzu a to: =1 [ ] ( 28 ) η δ δ Hnací kolo (obr. 11) se otáčí úhlovou rychlostí ω. Nepřenáší-li žádnou hnací sílu, ujede při pootočení o úhel φ dráhu l o. Působí-li na obvodu hnací síla F h, zkrátí se ujetá dráha vlivem deformace půdy l a deformace pneumatiky l na hodnotu l<l o. Prokluz δ je tedy v tomto případě vyjádřen jako relativní úbytek ujeté dráhy. nebo jako poměr drah: l l + l = = l δ [ ] ( 29) l o l o o δ = = 1 [ ] l l o l l, kde: l - dráha zatíženého kola l o - dráha nezatíženého kola o ( 30) Teoretickou dráhu nezatíženého kola možno vypočítat ze vztahu: = π d n [ ] l o, kde: d - průměr kola n - počet otáček hnacího kola na změřené dráze 32 m ( 31)

33 Obr. 11 Schéma prokluzu hnacího kola [1] Maximální sílu prakticky traktor nemůže využít. Pro efektivní nasazení traktoru v tahové práci by neměly hodnoty prokluzu přesáhnout uvedené hodnoty: 5 8 % betonová nebo asfaltová vozovka % strniště % zkypřené pole 5.3 Výkon ztracený odporem valení Velikost valivého odporu je určena tíhou traktoru, druhem a vlastnostmi podložky a pojezdovým ústrojím. Valivý odpor je dán vztahem: F = f [ N ] ( 32) v G t popř., je-li síla F odkloněna o úhel θ: F v = f ( G + F tgθ ) [ N ] ( 33) t t Při pohybu pracovní rychlostí v je výkon na překonání valivého odporu: P = F v = f G v [ W ] ( 34) v popř v t. P = f ( G + F tgθ ) v [ W ] ( 35) v t t 33

34 , kde: P v - výkon ztracený valením F t - tahová síla F v - valivý odpor f - součinitel odporu valení G t - tíha traktoru Obecně se považuje součinitel odporu valení f za konstantní hodnotu pro určité provozní podmínky. Přesto je třeba si uvědomit, že jeho hodnotu ovlivňuje nerovnoměrnost pozemků, tíha traktoru, pojezdová rychlost, prokluz hnacích kol, huštění a konstrukce pneumatik. 5.4 Výkon potřebný na překonání odporu vzduchu Při nízkých rychlostech traktorů do 30 km/h nemá odpor vzduchu rozhodující vliv na ztrátu výkonu. Poněvadž se traktory používají i v dopravě, došlo v poslední době ke zvýšení jejich rychlosti. U vyšších rychlostí traktorů bude výkon potřebný na překonání odporu vzduchu závislý na rychlosti a odporu vzduchu. Výkon potřebný na překonání odporu vzduchu bude tedy: P = F v [ W ] ( 36) w w, kde: P w - výkon potřebný na překonání odporu vzduchu F w v - síla odporu vzduchu - rychlost vozidla 5.5 Výkon potřebný na překonání stoupání Velikost výkonu potřebného na překonání stoupání je určen sílou potřebnou na překonání stoupání a rychlostí vozidla. Výkon na překonání stoupání tedy bude: P = F v [ W ] ( 37 ) s s, kde: P s - výkon potřebný na překonání soupání F s v - síla potřebná na překonání stoupání - rychlost vozidla 34

35 Síla na překonání stoupání F s (obr. 12) je dána složkou tíhy traktoru, rovnoběžnou s povrchem podložky. Její velikost je:, kde: G t - tíha traktoru sin α F s = G t sin α [N] ( 38 ) - úhel, který svírá rovina jízdní dráhy s vodorovnou rovinou Obr. 12 Síla odporu stoupání [1] 5.6 Výkon potřebný na zrychlení Výkon potřebný na zrychlení traktoru se skládá ze síly potřebné na překonání setrvačných hmot traktoru F a a rychlosti traktoru v. Matematicky lze vyjádřit výkon potřebný na zrychlení jako: P = F v [ W ] ( 39) a a [1,2,3] 35

36 6 MATERIÁL A METODIKA MĚŘENÍ TRAKTORU NEW HOLLAND 7050 AUTOCOMMAND Měření se uskutečnilo ve vozidlové zkušebně Ústavu techniky a automobilové dopravy na Mendelově univerzitě v Brně. Ke zkouškám byl přistaven traktor New Holland 7050 Auto Command (obr. 13). Základní technická charakteristika zkoušeného traktoru je uvedena v tab. 2. V laboratořích Mendelovy univerzity proběhlo měření jmenovité otáčkové charakteristiky a úplné otáčkové charakteristiky. Cílem měření bylo naměřit data vhodná pro další zpracování a vyhodnocení, zejména s ohledem na úplnou charakteristiku motoru a z pohledu využitelnosti aktuálního točivého momentu ze sběrnice CAN-Bus pro stanovení aktuálního výkonu motoru. Při zkoušení na traktorové zkušebně byly měřeny parametry motoru, který byl zatěžován vířivým dynamometrem přes vývodový hřídel (PTO). Snímači zkušebny byly měřeny tyto údaje: točivý moment motoru, otáčky vývodového hřídele, hodinová spotřeba paliva, teplota nasávaného vzduchu, teplota plnícího vzduchu za turbodmychadlem, teplota mazacího oleje, teplota chladící kapaliny, teplota výfukových plynů, teplota mazacího oleje a tlak plnícího vzduchu za turbodmychadlem. Data ze snímačů zkušebny a data ze sběrnice CAN-BUS byla snímána souběžně. Komunikační rychlost sběrnice byla 250 kb. Sběrnice CAN traktoru New Holland 7050 Auto Command byla plně kompatibilní se standardem SAEJ1939. Ze sběrnice byly získávány především hodnoty otáček motoru, aktuálního točivého momentu, teploty provozních kapalin, hodinové spotřeby, měrné spotřeby paliva aj. Při zkouškách byly dodrženy požadavky dané normou ČSN ISO Obr. 13 Traktor New Holland T7050 Auto Command [11] 36

37 Tab. 2 Technické údaje traktoru New Holland 7050 Auto Command [11] Motor Jednotka Velikost/Rozměr Počet válců - 6 Zdvihový obsah cm Vrtání a zdvih mm 104x132 Výkon motoru kw/k 145/197 Maximální výkon s navýšením kw/k 177/241 Jmenovité otáčky motoru ot/min 2200 Kapacita palivové nádrže l 412 Převodovka Auto Command - Standard Hydraulika Průtok čerpadla při 1850 ot/min l/min 120 Max. zvedací kapacita zadní std propojení/opt kg 8647/10463 Max. zvedací kapacita přední propojení kg 3785 Rozměry Poloměr otáčení mm 5705 Délka mm 5503 Minimální šířka cm 2334 Celková výška cm 3165 Rozvor cm 2884 Hmotnost Pohotovostní hmotnost: minimální/maximální kg 7200/

38 6.1 Měření jmenovité otáčkové charakteristiky Nejdříve byl měřený traktor zaběhnut, tak aby měřené hodnoty byly ustáleny. Zejména pak teploty provozních kapalin. Poté začalo samotné měření, při kterém se hodnoty ukládaly na server zkušebny a posléze do programu Excel. Měření probíhalo při plné dodávce paliva při ustálených režimech. Po naměření hodnot v jednom bodě charakteristiky se přecházelo k měření dalšího postupného bodu, ve kterém se nechaly hodnoty ustálit. Poté po dobu 30 s se hodnoty ukládaly a z uložených dat se vypočetla průměrná hodnota, která byla použita pro vykreslení grafu jmenovité otáčkové charakteristiky. Celkem bylo měření provedeno v patnácti bodech jak s navýšením, tak i bez navýšení výkonu motoru. Charakteristika byla zjišťována v oblasti obou větví tj. regulátorové větve a zatěžovací větve. Na regulátorové větvi proběhlo měření celkem ve 4 bodech, na zatěžovací větvi bylo měření provedeno v 11 bodech. 6.2 Měření úplné otáčkové charakteristiky Pro sestavení úplné otáčkové charakteristiky bylo nutné k naměřeným hodnotám jmenovité otáčkové charakteristiky naměřit jednotlivé regulátorové větve částečných charakteristik (obr. 14). Celkem proto bylo naměřeno 12 regulátorových větví částečných charakteristik. Při samotném měření se postupovalo obdobně jako při měření hodnot jmenovité otáčkové charakteristiky. Měření probíhalo v jednotlivých bodech umístěných na jedné regulátorové větvi, po ustálení hodnot byly hodnoty po dobu 30s ukládány a z uložených dat se vypočetla průměrná hodnota, která se dále využívala pro další vyhodnocení. Po odměření všech bodů ležících na jedné regulátorové větvi se přešlo na měření další regulátorové větve. Měření probíhalo do té doby dokud nebyly odměřeny regulátorové větve v celém rozsahu otáček. 38

39 Obr. 14 Graf naměřených regulátorových větví traktoru New Holland 7050 Auto Command 6.3 Použité měřící přístroje K měření točivého momentu motoru byl použit vířivý dynamometr V 500, připojený k vývodové hřídeli traktoru přes kloubový hřídel. Regulaci dynamometru a snímání naměřených údajů zajišťoval řídící počítač zkušebny a server dat. Základní parametry dynamometru použitého k zatěžování motoru jsou uvedeny v tab. 3. Tab. 3 Základní parametry dynamometru Parametr Rozměr Hodnota Typ dynamometru [-] V 500 Otáčky [min -1 ] Výkon [kw] Točivý moment [Nm] Zatížení [-] trvalé Chlazení [-] vodní 39

40 Měření spotřeby paliva se uskutečnilo pomocí dvou hmotnostních průtokoměrů Coriolis Sitrans FC MassFlo Mass 6000 (obr. 15). Teploty paliva, mazacího oleje motoru, nasávaného vzduchu před čističem a teploty výfukových plynů byly měřeny termočlánky NiCr-Ni. Obr. 15 Průtokoměr Coriolis Sitrans FC MassFlo 6000 [23] 40

41 7 METODIKA VYHODNOCENÍ Naměřené hodnoty byly zaznamenány do centrálního počítače zkušebny do programu Microsoft Excel a poté uloženy. Při několikaminutovém měření s frekvencí 18 Hz bylo nasbíráno mnoho hodnot, které bylo nutno poté třídit. Z vytříděných dat byly sestaveny otáčkové charakteristiky. Pro potřeby dalšího vyhodnocení byly vytříděny hodnoty točivého momentu, měrné spotřeby paliva, výkonu motoru, otáček motoru, hodinové spotřeby paliva a aktuálního točivého momentu. 7.1 Metodika vyhodnocení jmenovité otáčkové charakteristiky Jmenovitá otáčková charakteristika zobrazuje závislost výkonu, točivého momentu, měrné spotřeby popř. dalších provozních veličin motoru na jeho otáčkách při stálé dodávce paliva, které odpovídá jmenovité dodávce. Naměřené hodnoty otáček motoru, točivého momentu, výkonu motoru a měrné spotřeby paliva z programu Microsoft Excel byly vykresleny do grafu jmenovité otáčkové charakteristiky. Ve výsledném grafu odečítáme na hlavní ose y hodnoty točivého momentu v Nm a měrné spotřeby paliva v g.kw -1 h -1, na vedlejší ose je vyznačen výkon v kw a na ose x jsou otáčky motoru v min -1. Na obr. 18, v grafu porovnávajícím naměřené hodnoty s navýšením a bez navýšení, je měření s navýšením výkonu nakresleno plnou čarou a měření bez navýšení čárkovanou čarou. 7.2 Metodika vyhodnocení úplné otáčkové charakteristiky Úplná otáčková charakteristika znázorňuje soustavou svých křivek sledované provozní veličiny na dvou veličinách základních. Do úplné charakteristiky jsou vynášeny oblasti stálých měrných spotřeb v g.kw -1 h -1, hodnoty točivého momentu v Nm, výkonu motoru v kw, popř. dalších stálých hodnot sledovaných parametrů motoru v závislosti na otáčkách motoru v min -1. Z grafu úplné charakteristiky tedy lze posoudit ekonomiku práce spalovacího motoru. Úplná charakteristika je sestavena z naměřené jmenovité otáčkové charakteristiky a z regulátorových větví jednotlivých částečných 41

42 charakteristik. Při kreslení charakteristiky je nejprve vyznačena křivka charakterizující chod motoru při plném zatížení a při plné dodávce paliva. Poté jsou vyneseny body měrné spotřeby paliva při jednotlivých zatíženích ( %). Body jsou proloženy polynomem n-tého stupně. Pomocí polynomické interpolace jsou vypočteny jednotlivé parametry rovnic, se kterými lze snadno přesně dopočítat sledované veličiny. V úplné otáčkové charakteristice měrných spotřeb byly dopočítány hodnoty měrných spotřeb paliva v rozmezí g.kw -1 h -1. U úplné otáčkové charakteristiky aktuálních točivých momentů jsou dopočítány hodnoty aktuálních točivých momentů v rozmezí % v krocích po 10 %. Na závěr je doplněna soustava křivek znázorňující hodnoty konstantních výkonů. 7.3 Metodika vyhodnocení dat ze sběrnice CAN-Bus pro stanovení výkonu motoru Pro další vyhodnocení dat ze sběrnice CAN-Bus byly vytříděny hodnoty zatížení motoru. Zatížení motoru odpovídá hodnotě průběhu aktuálního točivého momentu, proto je při měření možno sledovat v jaké části úplné charakteristiky se motor nachází. Zatížení motoru můžeme charakterizovat jako poměr aktuálního k maximálnímu točivému momentu motoru udávané v procentech. Pro potřeby vyhodnocení využitelnosti aktuálního točivého momentu ze sítě CAN pro stanovení výkonu motoru byl sestaven graf úplné otáčkové charakteristiky aktuálních točivých momentů (obr. 20). Z grafu odečítáme na ose y hodnoty zatížení v rozsahu %, na ose x jsou uvedeny otáčky motoru v min -1. Aktuální hodnoty točivého momentu získané ze sítě CAN-Bus je možno využít pro stanovení aktuálního výkonu motoru při nasazení v praxi. Aby byly hodnoty co nejpřesnější, tak je nutné provést porovnání získaných hodnot ze sítě CAN-Bus s hodnotami naměřenými přes vývodový hřídel. Nejdříve tak byla vypočtena nejideálnější rovnice (40) regresní plochy, která nejlépe znázorňuje průběh výkonu motoru. Porovnání naměřených hodnot probíhalo pomocí regrese. V programu Excel byla vytříděna naměřená data otáček motoru, točivého momentu motoru a výkonu motoru. 42

43 P = a + b n + c n 2 + d n M t, kde jsou: P výkon motoru [kw] n otáčky motoru [min -1 ] M t točivý moment motoru [Nm] a, b, c, d neznámé koeficienty [ W ] (40) Z uvedené rovnice jsou známé naměřené hodnoty otáček motoru a točivého momentu. Pro výpočet a následné vykreslení průběhu aktuálního výkonu motoru jsou proto pomocí regresní funkce vypočteny hodnoty neznámých koeficientů a, b, c a d (tab. 4). Poté byly hodnoty dosazeny do vzorce (40) a byly vypočteny hodnoty aktuálních výkonů motorů při otáčkách motoru od 1000 min -1 do 2400 min -1 a při zatížení v rozmezí %. Z vypočtených hodnot aktuálních výkonů byla vykreslena regresní plocha znázorněná v grafu na obr. 21, na kterém na ose x leží otáčky motoru v min -1, na ose y aktuální točivý moment v Nm, na ose z je vyznačen výkon motoru v kw. Na závěr byla spočtena směrodatná odchylka měření. Tab. 4 Hodnoty koeficientů Koeficient Hodnota a -22, b 0, c -0, d 0, Konečný tvar rovnice po dosazení je tak: P = 22, , n 0, n + 0, n 2 [ W ] ( 41 ) M t Výpočet směrodatné odchylky: n ( x x) i i= 1 σ = ( 42 ) n

44 8 VYHODNOCENÍ MĚŘENÍ 8.1 Vyhodnocení jmenovité otáčkové charakteristiky Vyhodnocení jmenovité otáčkové charakteristiky je provedeno podle metodiky uvedené v kapitole 7.1. Při měření jmenovité otáčkové charakteristiky bez navýšení výkonu motoru byl naměřen nejvyšší točivý moment 819,8 Nm při otáčkách motoru 1417 min -1. Točivý moment po dosažení svého maxima začal prudce klesat až do hodnoty 544,5 Nm při jmenovitých otáčkách motoru 2124 min -1, kde začíná regulátorová oblast grafu. Maximální výkon přes vývodový hřídel byl naměřen 135,7 kw při otáčkách motoru 1722 min -1. V průběhu měření byla naměřena nejvyšší hodinová spotřeba 40,29 l/h. Nejnižší měrná spotřeba 226,41 g.kw -1 h -1 byla zjištěna při otáčkách motoru 1300 min -1. Celé měření probíhalo v rozmezí otáček motoru min -1. Naměřené a vypočtené hodnoty se nachází v tab. 5, průběh závislostí je zobrazen na obr , , ,0 Točivý moment Mt (Nm) Měrná spotřeba paliva mp (gkw -1 h -1 ) ,0 100,0 80,0 60,0 Výkon (kw) , ,0 0 0, Otáčky motoru n (min -1 ) Obr. 16 Jmenovitá otáčková charakteristika bez navýšení výkonu motoru 44