MENDELOVA UNIVERZITA V BRNĚ AGRONOMICKÁ FAKULTA DIPLOMOVÁ PRÁCE

Transkript

1 MENDELOVA UNIVERZITA V BRNĚ AGRONOMICKÁ FAKULTA DIPLOMOVÁ PRÁCE BRNO 2016 JIŘÍ FAJMON

2 Mendelova univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav techniky a automobilové dopravy Možnosti snižování nákladů u traktorových souprav na zpracování půdy Diplomová práce Vedoucí práce: prof. ing. František Bauer, CSc. Vypracoval: Jiří Fajmon Brno 2016

3 Čestné prohlášení Prohlašuji, že jsem práci: Možnosti snižování nákladů u traktorových souprav na zpracování půdy vypracoval samostatně a veškeré použité prameny a informace uvádím v seznamu použité literatury. Souhlasím, aby moje práce byla zveřejněna v souladu s 47b zákona č. 111/1998 Sb., o vysokých školách ve znění pozdějších předpisů a v souladu s platnou směrnicí o zveřejňování vysokoškolských závěrečných prací. Jsem si vědom, že se na moji práci vztahuje zákon č. 121/2000 Sb., autorský zákon, a že Mendelova univerzita v Brně má právo na uzavření licenční smlouvy a užití této práce jako školního díla podle 60 odst. 1 autorského zákona. Dále se zavazuji, že před sepsáním licenční smlouvy o využití díla jinou osobou (subjektem) si vyžádám písemné stanovisko univerzity, že předmětná licenční smlouva není v rozporu s oprávněnými zájmy univerzity, a zavazuji se uhradit případný příspěvek na úhradu nákladů spojených se vznikem díla, a to až do jejich skutečné výše. V Brně dne:.. podpis

4 PODĚKOVÁNÍ Děkuji panu prof. ing. Františkovi Bauerovi, CSc. za odborné konzultace a poskytnuté materiály nutné k sepsání diplomové práce.

5 ABSTRAKT Diplomová práce na téma,,možnosti snižování nákladů u traktorových souprav na zpracování půdy podává v teoretické části stručný přehled konstrukcí současných traktorů, způsobu jejich pohonu a efektivnosti využití. Zabývá se ekonomikou zpracování půdy, se zaměřením na energetickou náročnost a efektivitou orby. V praktické části této práce je zpracováno terénní měření, které se provádělo za účelem vyhodnotit využití trakčního hydraulického válce pluhu. Zjišťovalo se, jak se vlastnosti trakčního válce projeví na efektivní spotřebě paliva, prokluzu hnacích kol a výkonnosti traktorové soupravy. Klíčová slova: traktor, zemědělství, zpracování půdy, efektivita, pluh ABSTRACT The thesis on the theme,possibilities of reduction costs by tractors kit for treatment of soil is giving us in the theoretic part basic information about construction of nowadays tractors, possibilities its traction and effectiveness of use. It deals with economy of treatment of soil primarily with energy demands and effectiveness tillage. In the practical part of this thesis is processed field measurements, which was made for purpose to evaluate usage of traction hydraulic cylinder plough. It was investigated how the features of traction cylinder are influencing fuel consumption, traction of wheel and efficiency of tractors kit. Key words: tractor, agriculture, treatment of soil, effectiveness, plough

6 OBSAH ABSTRACT Úvod Cíl práce Současný stav v konstrukci traktorů Motor Příprava směsi Palivová soustava Palivová soustava s řadovým vstřikovacím čerpadlem Palivová soustava s rotačním vstřikovacím čerpadlem Samostatná jednoválcová vstřikovací čerpadla Vstřikovací systém s tlakovým zásobníkem Common Rail Přeplňování Chlazení Převodové ústrojí Převodovka Mechanické převodovky Hydromechanické převodovky Možnosti snižování nákladů při základním zpracování půdy Snižování nákladů při konvenčním zpracování půdy Snižování nákladů minimalizačním zpracováním půdy Technické řešení traktorové soupravy Metodika měření Technické parametry traktorové soupravy CLAAS Axion 850 a poloneseného pluhu Pöttinger 6.50 PN 8 SCH Rozložení hmotnosti Laboratorní měření Měření motoru Měření siloměrných čepů tříbodového závěsu Polní měření Výpočtové vztahy pro vyhodnocení výsledků Výsledky laboratorního měření... 38

7 8 Výsledky polního měření Závěr Seznam použité literatury Seznam obrázků Seznam tabulek... 49

8 1 ÚVOD Zemědělství je odvětví využívající pro svou činnost velké množství energie, a to především energie získané z neobnovitelných zdrojů. U současných traktorů se proto klade velký důraz na snížení energetické náročnosti a maximální vyžití získaného výkonu motoru se současným snižováním emisí na co nejnižší možnou úroveň. Aby bylo této skutečnosti dosaženo, využívá se elektronických prvků pro řízení chodu motoru, převodovky, hydraulických zařízení a v neposlední řadě také řízení a sledování pozice samotného traktoru. Traktor sám o sobě v zemědělství téměř nemá uplatnění, až připojením nářadí se z něho stává důležitý zdroj energie a tahové síly. Jako zdroj energie se využívá kroutící moment motoru přenášený přes vývodový hřídel, tlaková energie hydraulického oleje, popřípadě energie elektrická. Tahová síla traktoru je produkována od motoru a přes převodové ústrojí a hnací kola, případně pásy je převáděna na podložku. V dnešní době se traktor stále více uplatňuje jako tažný prostředek při dopravě materiálu, což vedlo ke zvýšení konstrukční rychlosti. Tato rychlost je v České republice legislativně omezena na 40 km.h -1. Skutečnost, že se souprava traktoru a přívěsu, případě návěsu, stále více uplatňuje jako dopravní prostředek, vedla k rozšíření portfolia plynulých převodovek. Plynulé převodovky jsou stále zdokonalovány, stejně jako převodovky řazené při zatížení v celém rozsahu převodových stupňů. Tyto dva typy převodovek se používají ve vyšších výkonových řadách traktorů, ale stále více pronikají i do středních a nižších tříd, kde se většinou používají mechanické převodovky s násobičem točivého momentu. Zvyšování výkonu motorů vedlo k problematice jak výkon účinně přenést na podložku. Tento fakt se promítl na úpravách podvozků, kdy se kolové traktory při těžkých polních pracích dotěžují přídavným závažím a snižují se hustící tlaky v pneumatikách pro vyšší styčnou plochu mezi pneumatikou a podložkou. U výkonných traktorů, přibližně nad 300 kw, naráží kolový podvozek na své hranice přenosu výkonu. Zde se uplatní podvozek pásový, ať už je to varianta dvou či čtyř pásového provedení. V neposlední řadě se na snižování spotřeby paliva a zvyšování efektivity přenosu výkonu na podložku při polních pracích pozitivně podílí hydraulický systém traktoru s regulací tříbodového závěsu traktoru, do kterého je připojeno nářadí pro zpracování půdy. 8

9 2 CÍL PRÁCE Cílem práce bylo vypracovat přehled současného stavu v konstrukci traktorů, zpracovat metodiku terénního měření zaměřenou na energetickou náročnost traktorových souprav pro zpracování půdy a naměřené a vypočtené hodnoty zpracovat tabulkově a graficky. Z naměřených hodnot byla provedena analýza zaměřená na výstupní parametry traktorové soupravy a byl formulován závěr. 9

10 3 SOUČASNÝ STAV V KONSTRUKCI TRAKTORŮ 3.1 Motor V traktorech a obecně v zemědělství jsou používány čtyřdobé vznětové motory a požadavky na ně kladené jsou odlišné od motorů používaných v automobilové a osobní dopravě. Zejména je kladen důraz na: - vysoké převýšení točivého momentu - nízkou měrnou spotřebu paliva - výdrž při dlouhodobém využití maximálního výkonu - regulaci výkonu při proměnlivém zatížení motoru - nízkou produkci škodlivin - vysokou životnost Příprava směsi Kvalitní příprava směsi má významný podíl na správnou činnost motoru a efektivní využití přivedeného paliva. Palivo přivedené v nesprávném stavu, množství a čase nemůže být patřičně využito. Přípravou směsi se u spalovacích motorů také reguluje jejich chod. U vznětového motoru je regulace prováděna kvalitativně, to znamená, že je měněn obsah paliva ve směsi se vzduchem. Teoreticky se na dokonalé spálení 1 kg nafty spotřebuje 14,3-14,5 kg vzduchu. Palivo musí být ve válci dokonale promíseno se vzduchem, aby došlo k důkladnému prohoření. V opačném případě dochází k nedokonalému spalování, tvorbě sazí a jiných nežádoucích spalin. [1] Počátek vstřiku je zahájen ještě před dosažením horní úvratě a palivo začíná hořet 0,002-0,005 s od vstřiku optimální rychlostí m.s -1. Vstřik musí být nastaven tak, aby bylo dosaženo maximálního tlaku 6-10 o za horní úvratí. Na splnění těchto požadavků bylo třeba zvýšit vstřikovací tlak a počet vstřiků, chladit nasávaný vzduch a palivo a hlavně využít elektroniku pro řízení palivové soustavy. [1] Průběh spalování ovlivňují tyto činitelé: - začátek vstřiku - vstřikovací tlak - doba vstřiku, počet vstřiků a průběh vstřiku - počet vstřikovaných paprsků a úhel, pod kterým jsou vstřikovány - rozvíření a přebytek vzduchu Palivová soustava Palivová soustava zajišťuje dodání stejného množství paliva do všech válců ve stanoveném okamžiku. Skládá se z části nízkotlaké a vysokotlaké. 10

11 Palivová soustava s řadovým vstřikovacím čerpadlem V nízkotlaké části je palivo z nádrže nasáváno dopravním čerpadlem přes nízkotlaký čistič paliva nízkotlakým potrubím do vstřikovacího čerpadla. Tlak za dopravním čerpadlem je 0,1-0,2 MPa. Vysokotlaká část je složena z vstřikovacího čerpadla, vysokotlakého potrubí a vstřikovačů. Tlak za čerpadlem je až 120 MPa. Řadové vstřikovací čerpadlo se skládá z jednotlivých vstřikovacích elementů pro každý válec (viz obr2). Tyto elementy se skládají z válce a pístku. Píst je zvedán vačkovou hřídelí poháněnou od motoru, vytváří tak tlak a dodává palivo přes vysokotlaké potrubí ke vstřikovačům. Vstřikovače jsou umístěny v hlavě válce motoru a zajišťují dokonalé rozprášení paliva ve válci. Počátek a délka vstřiku jsou řízeny pouze vstřikovacím čerpadlem. Standardní vstřikovače umožňují pouze jeden vstřik. Vstřikovač (viz obr.1) se skládá z tělesa vstřikovače, tlačné pružiny, tlačného kolíku, vstřikovací trysky. [6] Obr.1 Dvoupružinový vstřikovač [1] 1-těleso vstřikovače 2-tlačná pružina 3- vodící kroužek 4- pružina 5-tlačný kolík 6-upínací matice trysky Regulace dodávky paliva je řešena natáčením pístku, čímž se ovládá délka vstřiku, a tím pádem i vstřikované množství paliva. Všechny vstřikovací elementy jsou ovládány pomocí hřebenové tyče, která natáčí písty. Hřebenová tyč je ovládána pedálem akcelerátoru přes 11

12 mechanický regulátor otáček. Dnes je však toto ovládání nahrazeno elektronickým regulátorem, tím pádem není pevná vazba mezi pedálem a vstřikovacím čerpadlem. Řadová vstřikovací čerpadla se dnes používají spíše u nižších výkonových tříd traktorových motorů. Jedním z výrobců používající tuto palivovou soupravu u svých motorů je firma Zetor. Obr.2 Element řadového vstřikovacího čerpadla [1] A-nulová dávka B-střední dávka C-plná dávka 1-horní hrana pístu 2-spodní hrana pístu 3-kanál 4-válec 5- píst Palivová soustava s rotačním vstřikovacím čerpadlem Stejně jako u řadového vstřikovacího čerpadla je i zde použita část nízkotlaká a část vysokotlaká. Nízkotlaká část obsahuje většinou dvě čerpadla. Jedno zubové a druhé lopatkové, které je už součástí vstřikovacího čerpadla. Tyto čerpadla opět dodávají palivo z nádrže přes čističe a potrubí do prostor vstřikovacího čerpadla. Rotační čerpadla mají pouze jeden výtlačný element pro všechny válce. Pomocí rozvaděče je poté palivo rozváděno k potřebným válcům motoru. Používají se dva druhy rotačních čerpadel, a to čerpadlo s axiálním pístem a čerpadlo s radiálními písty.[1] Čerpadlo s axiálním pístem-rotační píst se otáčí spolu s vačkovým kotoučem. Píst vytváří tlak a rozděluje palivo k jednotlivým válcům, proto musí během jedné otáčky vykonat takový počet zdvihů, jaký je počet válců. O zdvih pístu se stará právě vačkový kotouč odvalující se po kladkách. U mechanicky řízeného čerpadla je regulace dávky paliva řízena pomocí regulačního šoupátka. U elektronicky řízeného čerpadla (viz obr.3) se dávka reguluje pomocí vysokotlakého elektromagnetického ventilu.[1] 12

13 Obr.3 Rotační vstřikovací čerpadlo s axiálním pístem [1] 1-dopravní čerpadlo, 2-kladky, 3-vačkový kotouč, 4-axiální píst, 5- elektromagnetický vysokotlaký ventil, 6-výtlačný ventil, 7-přesuvník vstřiku, 8- elektromagnetický ventil přesuvnou, 9 snímač úhlu natočení, 10-řídící jednotka Čerpadlo s radiálními písty- Čerpadlo je tvořeno vačkovým prstencem, ve kterém se otáčí rotor s dvěma až čtyřmi radiálními písty. Palivo je poté vytlačováno drážkou a rozváděno k jednotlivým válcům. Tato čerpadla jsou řízena elektronikou(viz obr. 4). Regulace je stejně, jako u čerpadla s axiálním pístem, prováděna vysokotlakým elektromagnetickým ventilem nad pístem čerpadla. Obr.4 Rotační vstřikovací čerpadlo s radiálními písty [10] 1-Dopravní čerpadlo, 2-Snímač úhlu otočení, 3-řídící jednotka čerpadla 4-rotor s radiálními písty, 5- rozdělovací hlava s rozdělovacím hřídelem, 6-přesuvník vstřiku, 7-elektromagnetický ventil přesuvnou vstřiku, 8-výstupní ventil, 9- vysokotlaký elektromagnetický ventil 13

14 Vstřikovače jsou téměř shodné jako u řadových vstřikovacích čerpadel, jsou však zdokonaleny o snímání pohybu jehly. Tento signál poté slouží řídící jednotce čerpadla k nastavení počátku vstřiku. Stejně jako čerpadla řadová byla, i rotační čerpadla vytlačena modernějšími systémy a dnes se používají většinou u nižších výkonových tříd traktorů, kde nejsou takové požadavky na vysoké vstřikovací tlaky a dělené vstřiky Samostatná jednoválcová vstřikovací čerpadla V tomto případě má každý válec motoru vlastní vstřikovací jednotku (čerpadlo). Vstřikovací čerpadlo i tryska jsou v jednom tělese (UIS- Unit Injektor Systém) a palivo je od čerpadla k trysce vedeno vnitřními kanálky. Píst čerpadla je poháněn vačkou na vačkovém hřídeli v hlavě motoru (viz obr.5a). Druhý obdobný systém je UPS (Unit Pump Systém). Zde je oproti UIS čerpadlo a tryska spojeno krátkým potrubím. Čerpadlo je umístěno na bloku motoru a poháněno vačkou na vačkovém hřídeli rozvodu (viz obr.5b). Vstřikovací tlak se u obou systémů pohybuje okolo 200 MPa. Doba a počátek vstřiku jsou regulovány pomocí elektromagnetického ventilu. Oba systémy oproti rotačním a řadovým vstřikovacím čerpadlům významně snižují škodlivé látky ve spalinách vznětových motorů.[7] Obr.5 Vstřikovací systém UIS (A) a UPS (B) [1] 1-potrubí, 2-elektromagnetický ventil, 3-píst čerpadla, 4-prostor pod pístem, 5- vstřikovací tryska 14

15 Vstřikovací systém s tlakovým zásobníkem Common Rail Dnes je tento systém téměř výhradně používán nejen u traktorových motorů, ale také u motorů osobních a nákladních automobilů, stavebních strojů a jiných manipulačních a dopravních prostředků. Jde o systém, kde jsou vstřikovače ovládány nezávisle na přiváděném tlaku či množství paliva. Hlavní části tohoto systému jsou podávací čerpadlo, palivový filtr, vysokotlaké čerpadlo, zásobník paliva (Railu), vysokotlaké potrubí, vstřikovače a řídící jednotka (viz obr.6). Vysokotlaké čerpadlo neustále udržuje stálý tlak v zásobníku paliva bez ohledu na režim a zatížení motoru. Velikost a počátek vstřiku paliva ze zásobníku do spalovacího prostoru je vypočten z paměti řídící jednotky, kde se jako rozhodující veličiny berou poloha pedálu, zatížení motoru, teplota motoru a jiné provozní hodnoty. Poté je pomocí elektromagnetu otevřen vstřikovač a dojde ke vstříknutí paliva. Tlak v zásobníku je MPa, což umožní rozprášení paliva na částečky téměř velikosti atomů (tzv. atomizaci paliva) a dojde k důkladnému promísení a prohoření paliva. Obr.6 Schéma vstřikovacího systému Common Rail [11] 1-vysokotlaké čerpadlo, 2-vysokotlaké potrubí, 3-zásobník (rail), 4-vstřikovač, 5-řídící jednotka Dnes je na trhu již čtvrtá generace tohoto systému pracující s tlakem 250 MPa, umožňující až 7 vstřiků během jednoho cyklu. Vstřikovače musí tedy velmi rychle uzavírat a otevírat vstřikovací trysku, proto se používají piezoelektrické vstřikovače se vstřikovací jehlou ovládanou přímo nebo pomocí hydraulického vazebního členu. 15

16 3.1.3 Přeplňování Zvyšování výkonů motorů za současného snižování škodlivých emisí se neobejde bez nuceného plnění motoru čerstvým vzduchem. Existuje spousta řešení jak tohoto plnění dosáhnout. Nejpoužívanější řešení je však plnění pomocí turbodmychadla. V traktorových motorech je turbodmychadlo instalováno už od nízkých výkonů (50 kw). Ve výkonných řadách (250 kw) jsou v některých případech použita 2 turbodmychadla pro lepší plnění v celém rozsahu otáček motoru. Turbodmychadlo je složeno z turbínového a kompresorového kola, která jsou spojena hřídelí, uloženou v ložiscích v tělese turbodmychadla. Pro svůj pohon využívá turbodmychadlo kinetickou energii výfukových plynů, která roztáčí turbínu. Jelikož je turbína spojena s dmychadlem, roztáčí se i dmychadlo, které nasává a stlačuje čerstvý vzduch. Tepelná účinnost motoru se použitím turbodmychadla zvýší, protože je pro plnění využito jinak nepoužitelné energie spalin. Zvýšení tlaku nasávaného vzduchu však způsobí také jeho zahřátí především u vysokotlakého plnění. Teplý vzduch má vyšší objem na jednotku hmotnosti než vzduch chladný, a tím se snižuje plnící účinnost motoru. Z tohoto důvodu se plnící vzduch musí za turbodmychadlem ochladit. Pro tento účel se používají mezichladiče stlačeného vzduchu (viz obr.6). Bývají nejčastěji v provedení vzduch-vzduch nebo vzduch- chladicí kapalina. Tímto způsobem lze snížit teplotu až o 120 o C. [6] Obr.7 Schéma přeplňování s obtokovým ventilem a mezichladičem stlačeného vzduchu [12] Turbodmychadlo zvyšuje plnící tlak se zvyšujícími se otáčkami motoru (produkcí spalin). Aby byl plnící tlak pokud možno konstantní, je použita regulace turbodmychadla. Principů regulace je několik, nejjednodušší je použití obtokového ventilu (viz obr.8). Turbodmychadlo je nastaveno tak, aby při nízkých otáčkách motoru plnilo vyšším tlakem. Při zvyšování otáček motoru pak dochází k přepouštění části spalin mimo turbínu a turbodmychadlo tak udržuje konstantní tlak. Pokud by u takovéto konstrukce turbodmychadla nebyl použit obtokový 16

17 ventil, tak by se plnící tlak stále zvyšoval, rostla by teplota plnícího vzduchu i zatížení samotného dmychadla. Otevírání obtokového ventilu je řízeno membránovým ventilem napojeným na dmychadlovou část, nebo dnes stále častěji elektromagnetickým ventilem podle pokynů řídící jednotky. Další způsob regulace využívaný v traktorových motorech je regulace natáčením rozváděcích lopatek turbíny VGT (Variable Geometry Turbocharger). Jde o princip, kde se upravuje rychlost a směr proudění spalin na turbínu. Při nízkých otáčkách motoru (malém množství spalin) jsou spaliny směřovány na obvod turbíny. Dojde také k zúžení průřezu, následkem čehož se zvýší i rychlost spalin a turbína je tak roztáčena na maximální otáčky. Při zvýšení otáček motoru dojde naopak ke snížení průtočného průřezu a nasměrování spalin více na střed kola turbíny (viz obr.8). Ovládání naklápění lopatek je řešeno stejným způsobem jako u turbodmychadla s obtokovým ventilem.[6] Obr.8 A - turbodmychadlo s regulací VGT B - turbodmychadlo s regulací obtokovým ventilem [1] 1-turbína, 2-dmychadlo, 3-pneumatický řídící ventil, 4-spaliny, 5-nasávaný vzduch, 6-stlačený vzduch, 7-obtokový ventil Regulace je také možná použitím dvou turbodmychadel (viz obr.9), přičemž jedno je určeno pro plnění v nízkých otáčkách a druhé pro plnění v otáčkách vyšších. V nízkých otáčkách je použito malé turbodmychadlo s malou setrvačnou hmotou a tedy dobrou reakcí na změny otáček motoru. Malé dmychadlo je však poddimenzované pro plnění ve vyšších otáčkách motoru. Zde přebírá plnění turbodmychadlo druhé. Toto dmychadlo už je větší a je schopno dodávat větší množství vzduchu pod dostatečným tlakem. Použití dvou turbodmychadel vede 17

18 také ke zvýšení celkového plnícího tlaku. Druhé turbodmychadlo může být navíc opatřeno regulací. Systém plnění pomocí dvou turbodmychadel používá například firma John Deere.[2] Obr.9 Schéma regulace plnícího tlaku pomocí dvou turbodmychadel [12] 1-nízkotlaké dmychadlo, 2-vysokotlaké dmychadlo, 3-obtokový ventil, 4-mezichladič, 5-obtokový ventil Chlazení Spalovací motor, jakožto tepelný stroj, musí být po zahřátí na provozní teplotu na této teplotě udržován. O to se stará chladící soustava motoru. U traktorů se používá kapalinová chladící soustava. Princip spočívá v tom, že cirkulující kapalina odebírá teplo z nejvíce tepelně namáhaných částí motoru (hlava válců, vložky válců) a toto teplo odevzdává v chladiči kapaliny do okolního prostředí. Přes chladič je nuceně nasáván vzduch, ten dále proudí kolem motoru a dochlazuje motor a přilehlé části. Mimo chladič motoru jsou na traktoru také použity výše zmíněný chladič stlačeného vzduchu, chladič převodového oleje, chladič paliva, chladič hydraulického oleje aj. 18

19 3.2 Převodové ústrojí Převodová ústrojí slouží k přenosu, dělení a změně velikosti momentu motoru dále k hnacím kolům traktoru. Jde o zařízení, na které jsou kladeny vysoké požadavky z hlediska silového namáhání, pracovních teplot a tlaků, jednoduchosti ovládání, vysoké životnosti aj. Dnes je v konstrukci automatizovaných převodovek poměrně nezbytná komunikace mezi předovkou a motorem po digitální sběrnici CAN-Bus. Převodovka, kterou se budu dále zabývat, je však pouze jednou z částí celku převodového ústrojí, dalšími částmi jsou: - spojka - spojovací a kloubové hřídele - rozvodovka - diferenciál - koncové převody U traktorů je podle každého z výrobců využíváno několik možných řešení přenosu momentu od motoru k hnacím kolům. Přičemž největší konstrukční rozdíly jsou v již zmíněných převodovkách. U nižších výkonových tříd se používají jednoduché mechanické převodovky, ve středních výkonových třídách se využívají jak převodovky mechanické s částečným či plným řazením při zatížení, tak převodovky s plynulou změnou převodového poměru. Ve výkonných třídách jsou použity obdobné převodovky jako ve středních třídách, avšak jsou konstruovány pro přenos vyššího točivého momentu. Obr.10 Konstrukce převodovky Dyna 6 používaná v traktorech Massey Ferguson [13] 19

20 3.2.1 Převodovka Jak už bylo výše zmíněno, jedná se o nejpodstatnější část převodového ústrojí, která je zároveň nejsložitější a prochází nejrychlejším technickým rozvojem za použití elektronických systémů. Převodovky umožňují změnu převodového poměru, trvalé přerušení točivého momentu od motoru a změnu smyslu otáčení točivého momentu. Každý výrobce traktorů používá specifické řešení převodovek, podle daného využití traktoru si poté zákazník zvolí, jaký typ převodovky mu vyhovuje nejvíce a bude pozitivně zvyšovat ekonomiku využití traktoru Mechanické převodovky Jedná se o nejpoužívanější způsob, jak přenést výkon motoru na podložku. Tyto převodovky mají vysokou účinnost a nejsou konstrukčně nikterak složité. Nevýhodou je však neúplné využití potenciálního výkonu motoru. Převodovka je jako celek složená z hlavní, skupinové a reverzační převodovky, případně je možné doplnit blok převodovky také násobičem točivého momentu. Z tohoto důvodu se převodovky mohou rozdělit na: - převodovky bez možnosti řadit převodové stupně při zatížení - převodovky s částečným řazením převodových stupňů při zatížení - převodovky se všemi stupni řazenými při zatížení Převodovky bez možnosti řadit při zatížení Jde o převodovky synchronizované, reverzační. Jsou složeny z reverzační převodovky pro změnu směru jízdy, hlavní převodovky a skupinové převodovky. Tyto převodovky se používají v traktorech o výkonu 60 kw a méně. Jde o levnou, jednoduchou, mechanicky ovládanou variantu převodovky. Tento typ převodovky má v hlavní převodovce 4-6 převodových stupňů, zatímco ve skupinové pak 2-3 převodové stupně. Může tak disponovat 8-18 převodovými stupni. Zvolená varianta je u každého výrobce traktorů použita jiná. Převodovky s částečným řazením při zatížení Stejně jako výše zmíněné synchronizované převodovky se i tyto převodovky skládají z reverzační, hlavní a někdy i skupinové převodovky. Jsou však doplněny ještě o násobič točivého momentu. Pomocí něho lze řadit až šest stupnů pod zatížením. Tyto převodovky se využívají ve středních a nižších výkonových kategoriích traktorů. Převodové stupně v hlavní převodovce jsou synchronizované a poměrně často řazené za pomocí elektronických prvků tzv. robotizované převodovky. Reverzační převodovka je ovládána při zatížení využitím lamelových spojek. Hlavním prvkem využívaným v násobiči točivého momentu je planetový 20

21 převod. Násobič však může být konstruován za pomoci lamelových spojek a pevných převodů tzv. předlohový násobič. [1] Funkce třístupňového předlohového násobiče (viz obr.11a) je následující. Moment motoru je přiváděn po hřídeli (1). Je-li zařazen 1. stupeň je sepnuta pouze spojka (S1) a spojí hřídel (1) a (2). Při 2. stupni se spojka (S1) rozepne a sepne se spojka (S2) spojí se tak hřídel (1) a (3). Přes ozubený převod je moment přenášen na hřídel (2). Při 3. stupni je spojka (S1) i (S2) rozepnuta a sepne se spojka (S3), dojde tak k propojení hřídele (1) a (4) a přes ozubený převod je moment přenášen na hřídel (2).[1] A B Obr.11 Schéma předlohového třístupňového násobiče (A) a čtyřstupňového planetového násobiče (B) [1] S1,S2,S3-lamelové spojky, 1,2,3,4-hřídele Funkce čtyřstupňového planetového násobiče (viz. obr.11) je následující. Moment motoru přichází po hřídeli 1 na korunové kolo (k). Při 1. stupni je sepnuta spojka (S) ta zaručí, že se bude celý planetový převod otáčet jako celek tudíž převodový poměr bude roven 1. Při 2. stupni se spojka (S) rozpijí. Satelit S3 se odvaluje po planetovém kole (P3), které je zastaveno pomocí brzdy (B3). Další převodové stupně jsou řazeny obdobně jako při druhém stupni. Záleží, které planetové kolo je zabrzděno, a po kterém se tedy odvaluje satelit.[1] Příklad použití čtyřstupňového násobiče v převodovce traktoru je vidět na obr.12, kde je zobrazeno schéma převodovky John Deere AutoQuad 20/20. 21

22 Obr.12 Schéma převodovky AutoQuad 20/20 [1] a-čtyřstupňový násobič, b-reverzační převodovka, c-hlavní převodovka Hlavní převodovka je mechanická a má 5 převodových stupňů, které jsou řazeny za pomocí synchronizačních spojek. Každý stupeň může být dále dělen násobičem nebo může být změněn smysl jejího otáčení pomocí reverzační převodovky. Násobič i reverzační převodovka jsou ovládány za pomoci elektrohydraulických prvků, zatímco stupně v hlavní převodovce se řadí mechanicky.[1] Jinou možností jak řadit převodové stupně při zatížení je volba lamelových spojek místo synchronizačních. Řazení převodových stupňů v hlavní převodovce poté neprobíhá přesouváním synchronizačních kroužků, nýbrž spínáním lamelových spojek. Tuto možnost ovládání využívala například firma New Holland na převodovce označené Range Command (viz. obr.13). Obr.13 Schéma převodovky Range Command [1] a-hlavní převodovka, b-přídavná převodovka Převodovky se všemi stupni řazenými při zatížení Tyto převodovky se používají zejména u výkonných traktorů využívaných pro těžké polní práce. Zde by trvalejší přerušení točivého momentu (řazení pomocí synchronizačních spojek) 22

23 vedlo k zastavení soupravy a přílišnému namáhání spojek a převodového ústrojí při opětovném rozjezdu. Stále více se však objevují i u traktorů ve střední výkonové kategorii. Konstrukčně se u traktorů používají zejména převodovky předlohové, využívající pro řazení převodových stupňů lamelové spojky namísto spojek synchronizačních. Předlohový typ převodovky používaných v traktorech CNH se skládá opět z převodovky hlavní a skupinové. Principiálně je řešena stejně jako výše zmíněná převodovka RangeCommand, rozdíl je v tom, že i převodové stupně v přídavné převodovce jsou řazeny lamelovými spojkami. Celkový počet převodových stupňů je 18 vpřed a 4vzad. Převodovka vyvinutá firmou John Deere pod označením e23 využívá pro řazení hlavní čtyřstupňovou převodovku, reverzační převodovku se dvěma stupni pro jízdu vpřed a tři skupiny v převodovce skupinové. Ve všech převodovkách je řazení prováděno za pomoci spínání lamelových spojek. Celkový počet převodových stupňů je 23 vpřed a 11 vzad (viz. obr.14).[4] Obr.14 Pojezdová rychlost v závislosti na zvoleném převodovém stupni u převodovky e23 při otáčkách motoru 2200 min -1 [14] Hydromechanické převodovky Oproti mechanickým převodovkám umožňují hydromechanické převodovky plynulou změnu převodového poměru. Hydromechanické převodovky však mají nižší účinnost. Tento fakt je 23

24 kompenzován plným využitím otáčkové charakteristiky motoru a udržování jeho otáček v oblasti nejnižší měrné spotřeby paliva. Hydrostatické diferenciální převodovky využívají pro přenos točivého momentu hydrostatickou a mechanickou část. Výrobci traktorů vyvinuli konstrukci s několika mechanickými rozsahy pro dosažení vyšší účinnosti této převodovky. Základ plynulé převodovky CVT (Continuously Variable Transmission) je dělení výkonu na hydrostatickou a mechanickou část, přičemž podíl přenášeného výkonu je závislý na převodovém poměru. Hydraulická část je tvořena axiálním pístovým hydrogenerátorem a hydromotorem. Mechanická energie přicházející od motoru je v hydrogenerátoru přeměněna na tlakovou energii kapaliny. Tlaková energie je v hydromotoru zpětně převáděná na mechanickou energii. Regulací hydrogenerátoru případně hydromotoru je měněn i převodový poměr v hydraulické větvi. Regulace je prováděna změnou geometrického objemu hydromotoru či hydrogenerátoru naklápěním regulační desky nebo celého bloku s písty. Mechanická část převodovky má převodový poměr konstantní podle zvoleného rozsahu. Propojení hydraulické a mechanické větve je realizováno planetovým převodem. [1] Princip plynulé převodovky tedy spočívá v regulaci otáček planetového kola mechanické větve pomocí hydromotoru. Točivý moment od motoru je přiváděn na centrální (planetové) kolo planetového soukolí. Korunové kolo je ovládáno hydromotorem, který mění otáčky v závislosti na změně geometrického objemu (viz. obr.15). Výsledný převodový poměr na výstupu z planetového převodu (unášeče) je dán vektory rychlostí planetového a korunového kola.. Obr.15 Schéma konstrukce plynulé převodovky [1] k-korunové kolo, p-planetové kolo, u-unašeč Přední výrobci plynulé převodovky neustále zdokonalují a každý používá trochu odlišnou konstrukci. Princip činnosti je však stejný. 24

25 Převodovka AutoPower Jedná se o CVT převodovku vyvinutou firmou John Deere. Její konstrukční prvky jsou dva planetové převody jeden slučovací a druhý reverzační, lamelové spojky a brzdy pro řazení rychlostních rozsahů, hydrostatický převod pro plynulou změnu převodového poměru (viz. obr.16). Obr.16 Schéma uspořádání převodovky AutoPower [1] Převodovka má 3 základní stavy. 1. Neutrál- unášeč (u) stojí spojka (KL) zapnutá. Moment je veden k soukolí (1) a dále k planetovému kolu (P1). Korunové kolo je poháněno od hydraulického převodníku. Regulační hydrogenerátor je skloněn pod úhlem α = - 45 o. Korunové kolo se tedy otáčí max. obvodovou rychlostí, ale v opačném směru nežli planetové kolo. Jelikož jsou vektory rychlostí obou kol stejné, ale opačného smyslu, unášeč se neotáčí. Spojka (KL) spojuje unášeč s dalšími prvky převodovky.[1] 2. Jízda vpřed- počáteční stav je jako při neutrálu. Snižování naklonění hydrogenerátoru až k úhlu α = 0 o a zvětšení náklonu k úhlu α = 45 o vede ke snížení obvodové rychlosti korunového kola (K1). Otáčky planetového kola a korunového kola už nejsou shodné, a proto dojde k roztáčení unášeče se satelity. Při úhlu naklonění α = 0 o má korunové kolo stejný smysl otáčení jako planetová kola a unášeč. Při dalším zrychlování se rozepne spojka (KL) a sepne (KS), to způsobí, že výstupní částí se stane planetové kolo (P2). Hydrogenerátor opět začne snižovat svůj geometrický objem k α = 0 o a zpomalovat korunové kolo. Při α = 0 o se korunové kolo zastaví a pojezdová rychlost je 38 km.h -1. Geometrický objem se opět začne zvyšovat, až hydrogenerátor dosáhne polohy α = 45 o. Korunové kolo opět zvyšuje obvodovou rychlost, avšak v opačném smyslu.[1] 25

26 3. Jízda vzad- výchozí stav jako v neutrálu. Spojka (KL) se rozepne a dojde k aktivaci lamelové brzdy (B). Korunové kolo (K2) se tak zastaví. Snižováním sklonu hydrogenerátoru se opět snižuje rychlost korunového kola (K1) až dojde k jeho zastavení. Vlivem zastaveného korunového kola (K2) a pohybem satelitů (S2,S3) se planetové kolo otáčí v opačném smyslu než unášeč (U). [1] Podle výše popsaného principu lze odvodit, že tato převodovka dosáhne v celém pracovním rozsahu dvou stavů, kdy je točivý moment přenášen pouze mechanickou cestou. Stav kdy dojde k pouze mechanickému přenosu je výhodný z hlediska účinnosti celé převodovky. Převodovka Vario Jde o CVT převodovku vyvinutou firmou Fendt. Hlavní části jsou slučovací planetový převod a hydrostatický převodník. Oproti převodovce AutoPower má převodovka Vario regulační jak hydromotor tak i hydrogenerátor. Základní stavy jsou 3 stejně jako u AutoPower. 1. Neutrál-točivý moment je veden na unášeč planetového soukolí. Hydrogenerátor má úhel naklonění α = 0 o, hydromotor pak úhel α = 45 o. Korunové kolo otáčí přes převod hydrogenerátorem. Ve stavu naklonění α = 0 o je dodávka kapalin rovna nule. Nedochází tak k roztáčení hydromotoru a následně planetového kola. [1] 2. Rozjezd-výchozí stav jako v neutrálu. Hydrogenerátor se začíná naklápět až do úhlu α = 45 o a dodávat tlakový olej do hydromotoru, následkem čehož se začne hydromotor roztáčet. Korunové kolo je tak brzděno odporem, který klade hydrogenerátor. Planetové kolo se začíná vlivem rozdílných obvodových rychlostí v planetovém soukolí a otáčením hydromotoru roztáčet. Když hydrogenerátor dosáhne úhlu α = 45 o a i nadále se má zrychlovat, dochází k snižování úhlu regulačního bloku hydromotoru. Maximální rychlost je dosažena, když je hydromotor skloněn v úhlu α = 0 o. Korunové kolo se v tu chvíli zcela zastaví a přes hydraulickou větev není přenášen žádný točivý moment. [1] 3. Jízda vzad- Výchozí stav jako v neutrálu. Jízda vzad je realizována postupným naklopením hydrogenerátoru do úhlu α = -30 o, tedy do opačného směru než v případě jízdy vpřed. Z hydrogenerátoru se tedy stane hydromotor a z hydromotoru hydrogenerátor. [1] Podle výše popsaného principu lze odvodit, že tato převodovka dosáhne v celém pracovním rozsahu pouze jednoho stavu, kdy je točivý moment přenášen pouze mechanickou cestou, a to při max. pojezdové rychlosti. 26

27 Převodovka CVX Jde o převodovku používanou u traktorů koncernu CNH. V celém rozsahu pojezdové rychlosti dosáhne tato převodovka čtyř stavů, kdy je moment přenášen mechanickou větví. Je to dáno koncepcí převodovky, kde se využívá dvouspojková převodovka v kombinaci s hydrostatickou diferenciální převodovkou. Schéma této převodovky je vidět na obr. 17. Obr.17 Schéma převodovky CVX [8] 4 MOŽNOSTI SNIŽOVÁNÍ NÁKLADŮ PŘI ZÁKLADNÍM ZPRACOVÁNÍ PŮDY Základní zpracování půdy je jedna z energeticky nejnáročnějších operací při pěstování polních plodin. Mezi tyto operace patří především orba, hloubkové kypření, případně podmítání. Mnozí zemědělci upustili od orby právě z důvodů příliš nákladné agrotechnické operace. Nahradili ji podmítkou do větších hloubek, případně hloubkovým kypřením. Absence orby zapříčinila zvýšené využívání pesticidů a vedla k mírnému zhoršení podpovrchové struktury půdy, na druhou stranu vedla ke snížení finanční náročnosti zpracování půdy a výslednému zvýšení zisku při pěstování kulturních plodin. 4.1 Snižování nákladů při konvenčním zpracování půdy Konvenčním zpracováním půdy rozumíme orbu, přípravu před setím a setí. Snížení nákladů se v tomto případě dosáhne vytvořením kombinací pluhu spolu s úpravou hrubé brázdy (pěchem) a přípravou před setím spolu se setím, secí kombinací. Dojde ke snížení počtu přejezdů po pozemku a zpracování půdy v menším časovém intervalu. Dnes jsou polonesené a nesené pluhy schopny přenést při orbě velkou část své hmotnosti na zadní nápravu traktoru. 27

28 Dojde tak k patřičnému dotížení traktoru, snížení prokluzu hnacích kol a zvýší se výkonnost traktorové soupravy. Výhoda tohoto systému je, že není třeba přídavného závaží, které má negativní vliv na utužení půdy při otáčení soupravy na souvratích, kde není potřeba vysoké tahové síly traktoru. Správné dotížení traktoru má spolu se správným nahuštěním hnacích kol velký vliv na prokluz kol a výkonnost soupravy nejen u orby, ale také u minimalizační technologie. 4.2 Snižování nákladů minimalizačním zpracováním půdy Minimalizačním způsobem zpracování půdy rozumíme jednu či dvě podmítky a následné setí. Oproti orbě dochází k zpracování půdy max. do 15 cm, což se pozitivně projeví na finanční náročnosti (především snížení spotřeby paliva) a vyšší výkonností. To je hlavní důvod proč tato technologie nahrazuje konvenční způsob zpracování půdy. Z půdních měření je statisticky prokázáno, že dojde k mírnému zhoršení půdní struktury. Začne se vytvářet utužená vrstva půdy již v menších hloubkách a půda není schopna dostatečně pracovat s vláhou a přístupem vzduchu. Na odstranění tohoto jevu bylo třeba zařadit do minimalizačních technologií hloubkové kypření, které se svou energetickou náročností blíží náročnosti orby, či dokonce je energeticky náročnější. Volbou druhu podmítače lze také ovlivnit velikost nákladů. Radličkový podmítač vyžaduje vyšší pracovní rychlost oproti podmítači diskovému. A je tedy energeticky náročnější na tahový prostředek. Obr.18 Podmítka strniště pomocí diskového podmítače [9] 4.3 Technické řešení traktorové soupravy Technické parametry a vlastnosti traktoru mají také významný vliv na finanční náročnost základního zpracování půdy. Jedním z nich je volba převodovky traktoru. Můžeme zvolit dva 28

29 hlaví druhy, a to převodovky mechanické s řazením při zatížení a převodovky plynulé. Převodovky mechanické mají velmi dobrou účinnost přenosu točivého momentu, avšak nedokážou s plynulostí reagovat na změny tahového odporu. Aby nedocházelo k častému řazení, je nutno udržovat motor ve vyšších otáčkách a pracovat s větší rezervou točivého momentu. Výsledkem je zvýšení spotřeby paliva oproti stavu, kdy by motor pracoval v oblasti max. točivého momentu. Tento stav umí udržovat naopak převodovka plynulá. Tato převodovka umí rychle a přesně reagovat na změny tahového odporu a motor tak pracuje s maximální účinností. Plynulá převodovka má však oproti mechanické převodovce nižší účinnost, a to o %. Volbou rozložení hmotnosti (závaží) na traktoru lze pozitivně ovlivnit jeho tahové vlastnosti. S rostoucí hmotností však stoupá i valivý odpor pneumatik a musí se tedy zvolit vhodná velikost dotěžujících závaží. Při polních pracích, kdy je příslušenství zapojeno do tříbodového závěsu traktoru, platí, že statické zatížení náprav traktoru by mělo být 60/40. Na přední nápravu by pak mělo připadat 60 % hmotnosti. Ovšem je-li příslušenství připojeno pouze do spodních táhel, nebo pomocí přípojného oka je vhodné zatížení traktoru 40/60. Na přední nápravu by pak mělo připadat 40 % hmotnosti. 5 METODIKA MĚŘENÍ Cílem měření bylo zjistit výkonnostní a provozní parametry orební soupravy složené z traktoru CLAAS 850 Axion a osmiradličného poloneseného pluhu Pöttinger Servo 6.50 opatřeného trakčním hydraulickým válcem (viz obr.19). Součástí měření bylo také stanovení úplné otáčkové charakteristiky motoru, testování a kalibrace siloměrných čepů tříbodového závěsu a zjištění využitelnosti dat ze sítě CAN-Bus pro terénní měření v laboratorních podmínkách. Tato měření probíhala ve zkušebních laboratořích Mendelu. Polní zkoušky proběhly na pozemcích zemědělského družstva Jiřice u Miroslavi. 5.1Technické parametry traktorové soupravy CLAAS Axion 850 a poloneseného pluhu Pöttinger 6.50 PN 8 SCH Na polní zkoušku byl použit traktor CLAAS Axion 850 Cebis. Základní údaje udávané výrobcem jsou uvedeny v tabulce č. 1. Tab. č. 1 Základní parametry traktoru CLAAS Axion 850 Motor Max. výkon ( ECE-R24) 194 [kw] Jmenovité otáčky motoru 2150 [min -1 ] 29

30 Rozsah konstantního výkonu 1650 až 2150 [min -1 ] Max. točivý moment 1132 [Nm] Otáčky motoru při M t max 1150 až 1650 [min -1 ] Převodovka Počet válců 6 Objem motoru 6728 [cm 3 ] Chlazení motoru Přeplňování Vstřikovací systém Typ Počet převodových stupňů 24/24 Pneumatiky Pohon pojezdu Zadní náprava Přední náprava Přetlakové, kapalinové Turbodmychadlo s variabilní geometrií lopatek Common Rail Hexashift, mechanická, 6 o násobič, 4 o synchronizované v hlavní převodovce 4K4 Trelleborg TM /85 R38 Trelleborg TM /70 R30 Obr.19 Claas Axion 850 s pluhem Pöttinger 6.50 PN 30

31 Parametry poloneseného pluhu Pöttinger 6.50 PN 8 SCH jsou vedeny v tabulce č. 2. Tab. č. 2 Základní parametry pluhu Pöttinger 6.50 PN 8 SCH Označení Pöttinger 6.50 PN 8 SCH Výrobní číslo VBP Typ Hmotnost Počet orebních těles 8 Jištění těles proti přetížení Nastavení záběru Hydraulický posilovač trakce Další výbava Polonesený, otočný kg Hydropneumatické Plynulé, pomocí hydraulického válce Ano Zahrnovače rostlinných zbytků, kotoučové krojidlo na posledním tělese Polní měření probíhalo na pozemku střediska Jiřice, lokalita Damnice okres Znojmo na pozemku za koupalištěm. Půda hlinitá, půdotvorný substrát spraš. Orba probíhala na strništi po řepce ozimé. Průměrná hmotnostní vlhkost půdy na pozemku v době konání zkoušky byla 20,4 % a na pozemku byl zjišťován také penetrometrický odpor. Z naměřených hodnot vyplynulo, že půda je kyprá s nízkými hodnotami penetromerického odporu. DAMNICE Obr.20 Lokalizace pozemku na kterém probíhalo měření 31

32 5.2 Rozložení hmotnosti Podíl hmotnosti připadající na nápravy a základní rozměry jsou uvedeny na obr 21. Obr.21 Schéma základních rozměrů podvozku a rozložení hmotnosti traktoru Druhé vážení proběhlo po zapřažení pluhu za traktor. Zjišťovalo se především zatížení zadních kol traktoru, pokud byl v trakčním válci nastaven tlak na hodnotu 15 MPa. Z měření vyplynulo, že kolo jedoucí po záhoně je přitíženo silou 8,6 kn, zatímco kolo jedoucí v brázdě pouze 1,9 kn. Obr.22 Přírůstek tíhy na zadní kola traktoru vlivem trakčního válce na závěsu pluhu. 32

33 5.3 Laboratorní měření Měření motoru Laboratorní měření proběhlo před polními zkouškami. Ověřovaly se především rozdíly základních parametrů motoru oproti parametrům udávaných výrobcem. Dále se zjišťovala jmenovitá a úplná charakteristika motoru. Jmenovitá charakteristika byla měřena přes vývodový hřídel traktoru. Ten byl nastaven na otáčky 1000 min -1. Zátěž motoru byla simulována zatěžováním vývodového hřídele pomocí vířivého dynamometru (viz. obr.23). Měření probíhalo ve více než 15 bodech, kdy každý bod je charakterizován točivým momentem a otáčkami motoru, na které je zatěžován. Po zatížení na určitou hodnotu se vyčká na ustálení hodnot a poté dojde k zápisu měřených dat. Celá zkouška je řízena automaticky. Spolu s měřením momentu a otáček se zaznamenávají také hodinová spotřeba paliva, teploty nasávaného a plnícího vzduchu, motorového oleje, chladící kapaliny a výfukových plynů. Tyto data jsou snímána jak z externích snímačů montovaných na traktor pouze pro potřeby měření, tak také z datové sběrnice traktoru CAB-Bus. Program pro čtení dat ze sběrnice CAN byl sestaven pro potřeby měření na UZT Mendelu Brno.[5] Obr.23 Měření parametrů motoru traktoru Claas na vířivém dynamometru [5] K měření úplné otáčkové charakteristiky bylo použito stejných měřících zařízení jako k předchozímu měření. Úplná otáčková charakteristika se však nezjišťuje přímým měřením, nýbrž se sestrojí z několika otáčkových charakteristik naměřených při různých dodávkách 33

34 paliva. Na sestavení úplné charakteristiky bylo změřeno deset charakteristik částečných a jedna jmenovitá. Při vyhodnocování zkoušek byla pro stanovení stejných měrných spotřeb na regulátorových větvích částečných charakteristik použita polynomická interpolace. Z polynomu byl pro požadovanou měrnou spotřebu vypočten příslušný točivý moment. Obdobně byla pro regulátorovou větev vypočtena rovnice lineární závislosti točivého momentu na otáčkách motoru. Dosazením dříve vypočítaného točivého momentu do rovnice přímky v otáčkové charakteristice jsme získali otáčky, při kterých byla dosažena požadovaná měrná spotřeba paliva. Proložením vypočítaných hodnot na všech regulátorových větvích v otáčkové charakteristice získáme izočáru jedné měrné spotřeby. Stejně se postupuje při vynášení izočar dalších měrných spotřeb.[5] Měření siloměrných čepů tříbodového závěsu Měření bylo nutné provést pro ověření přesnosti spodních siloměrných čepů u závěsu traktoru. Data z těchto čepů budou při polním pokusu sloužit k měření sil ve spodních táhlech tříbodového závěsu. Měření demontovaných čepů probíhalo tak, že se zatěžovaly ve speciálním přípravku na jeřábu viz. obr. 24.[5] Princip funkce čepu je založena na magneto-elastickém jevu. Bez zatížení je v čepu tvořeno symetrické magnetické pole. Při aplikaci tahu nebo tlaku je magnetické pole vlivem deformace čepu zdeformováno a je vytvořen diferenční potenciál mezi póly cívky tenzometrického čepu. Magnetický tok způsobený tímto diferenčním potenciálem indukuje na sekundární cívce napětí. Toto napětí je následně zesíleno a rektifikováno v integrovaném vyhodnocovacím okruhu řídící jednotky. Výstupní napětí proporcionálně odpovídá působící síle.[5] Tenzomerický čep byl umístěn v přípravku tak, aby jeho poloha odpovídala skutečné poloze čepu v případě montáže na traktor. Celá sestava pak byla ukotvena k podlaze a následně připojena na portálový jeřáb pro vytváření tahové síly. Mezi přípravek s čepem a portálový jeřáb byl umístěn kalibrovaný tenzometrický snímač síly (viz. obr.24). Výstupní parametry ze snímačů byly vyhodnoceny pomocí CompactRIO od National Instruments. Softwarově bylo měření ovládáno pomocí uživatelského rozhraní v programu LabView navržené pro tyto zkoušky. Čep byl zatěžován na rovnoměrný tah (výchozí poloha 0 o ), a poté byly proměřeny polohy při pootočení čepu o 45, 90, 135 a 180. Poloha, kdy byl čep pootočen o 180 o, odpovídá v polních podmínkách tlaku v dolních táhlech. Následně proběhlo měření druhé větve tenzometrického snímače a to -45, -90 a Zatěžovací síly vyvozené jeřábem byly 0 kn až 70 kn s krokem po 10 kn. Tenzometrický čep byl napájen 34

35 10V stabilizovaným zdrojem. Hodnoty síly a napětí snímače čepu byly ukládány k dalšímu vyhodnocení.[5] Obr.24 Měření siloměrného čepu spodních táhel TBZ [5] 5.4 Polní měření Měření probíhalo na pozemku v lokalitě Damnice. Bližší charakteristika pozemku je uvedena na straně 32. Na rovinatém terénu byly pro měření vytyčeny dva 100 m dlouhé úseky. Měření se provádělo za účelem ověření vlivu změny tlaku oleje v trakčním hydraulickém válci u pluhu (viz. obr. 25) na výkonnostní a energetické parametry traktorové soupravy. V hydraulickém válci byl měněn tlak od 0 do 15 MPa. Při nastavení daného tlaku se měření opakovalo třikrát. Traktor měl vždy nastavenou plnou dodávku paliva. V převodovce byla zařazena skupina B a převodovka byla nastavena pro automatické řazení s udržováním motoru v oblasti maximálního výkonu. Tříbodový závěs byl pro všechna 35

36 měření nastaven na smíšenou regulaci v poměru 60 % polohové a 40 % silové regulace. Horní táhlo tříbodového závěsu bylo opatřeno tenzometrickým snímačem síly HBM. Síly v dolních táhlech byly měřeny pomocí siloměrných čepů Bosch KMB 090, jejichž přesnost byla ověřena v laboratořích Mendelu Brno. Hodinová spotřeba paliva, otáčky a moment motoru, zatížení motoru, poloha ramen TBZ, teploty provozních kapalin a jiné hodnoty byly snímány ze sítě CAN-Bus traktoru, ale také z externích snímačů montovaných na traktoru. Pojezdová rychlost byla snímána pomocí GPS soupravy namontované na traktoru. Všechny změřené údaje byly ukládány do měřícího počítače v kabině traktoru a WI-FI soupravou kontinuálně odesílány na stacionární pracoviště u kraje pozemku. Dále se při polním pokusu měřila hloubka orby a pracovní záběr pluhu. Oba parametry se měřily na deseti místech po vzdálenosti 5-ti metrů při každém přejezdu. Změřené hodnoty slouží k určení výkonnosti a měrné spotřeby paliva traktorové soupravy. Obr.25 Umístění trakčního válce na závěsu pluhu 36

37 6 VÝPOČTOVÉ VZTAHY PRO VYHODNOCENÍ VÝSLEDKŮ Vztahy pro vyhodnocení laboratorních zkoušek. Výkon motoru [w] M t průměrný točivý moment naměřený při ustáleném režimu na vývodovém hřídeli [N.m] n - otáčky motoru [min -1 ] Měrná spotřeba paliva [g.kw -1.h -1 ] M ph hodinová spotřeba [kg.h -1 ] P-Výkon motoru [kw] Převýšení točivého momentu [%] M tmax maximální točivý moment [N.m] M tj točivý moment při jmenovitých otáčkách [N.m] Pokles otáček [%] n j jmenovité otáčky motoru [min -1 ] n mtmax otáčky při maximálním točivém momentu [min -1 ] Dávka paliva na jeden válec na cykl [g.cykl -1 ] M ph spotřeba paliva [g.s -1 ] n otáčky motoru [s -1 ] i počet válců [-] Výpočtové vztahy slouží k zjištění hodnot, které se následně vynášejí do grafu charakteristik v závislosti na otáčkách. Vztahy pro vyhodnocení polních zkoušek. Prokluz [%] n s skutečný počet otáček kola [-] n t teoretický počet otáček kola [-] 37

38 Efektivní výkonnost soupravy [ha.h -1 ] T 1 hlavní čas [s] s celková dráha ujetá během práce [m] b pracovní záběr stroje [m] Efektivní objemová výkonnost [m 3.s -1 ] T 1 hlavní čas [s] s celková dráha ujetá během práce [m] b pracovní záběr stroje [m] h hloubka orby [m] Efektivní hektarová spotřeba paliva [l.ha -1 ] T 1 hlavní čas [s] s celková dráha ujetá během práce [m] b pracovní záběr stroje [m] Q p Průměrná hodinová spotřeba paliva [l.h -1 ] 7 VÝSLEDKY LABORATORNÍHO MĚŘENÍ Laboratorním měřením se zjistili a porovnali parametry motoru, především jeho jmenovitá a úplná otáčková charakteristika. Měření proběhla podle metodik OECD se zapnutou klimatizací. Z grafu jmenovité otáčkové charakteristiky na obr. 26 je patrné, že maximální výkon motoru 153 kw je dosažen při 1750 min -1, kdežto maximální točivý moment 957 Nm je dosažen už při 1390 min -1. Převýšení točivého momentu motoru je 55,6 %. Na obr. 27 je uvedena úplná charakteristika motoru sestavená z 10 charakteristik částečných. Z úplné charakteristiky je zřejmé, že měrná spotřeba se pohybuje v rozmezí g.kw -1.h -1, a to v rozmezí min -1. Měření tenzomerických čepů ukázalo, že napětí roste nebo klesá lineárně se zatěžovací sílou. Velikost přírůstku napětí je dáno úhlem, pod kterým je čep zatěžován (viz obr. 28). 38

39 Moment motoru (Nm). Točivý moment M k (Nm) Měrná spotřeba m p (g/kw.h). Výkon P (kw) M k 800 P m p Otáčky motoru (min -1 ) Obr.26 Jmenovitá charakteristika motoru Claas Axion 850 [5] P (kw) Otáčky motoru (min -1 ) Obr.27 Úplná otáčková charakteristika motoru Claas Axion 850 [5] 39

40 Síla Fh [kn] Obr.28 Vliv zatěžovací síly tenzometrického čepu na velikosti výstupního napětí 8 VÝSLEDKY POLNÍHO MĚŘENÍ Při terénních zkouškách byl sledován vliv změny tlaku v trakčním válci na provozní parametry traktorové soupravy. Naměřené a vypočtené hodnoty jsou uvedeny v tabulce 3 a na následujících obrázcích. V tabulce je uveden pouze výběr hodnot nikoliv všechny naměřené hodnoty. Průměry jsou však vypočteny ze všech naměřených hodnot nikoliv pouze z hodnot uvedených. Z tabulky můžeme vyčíst, že celková potřebná tahová síla je více méně konstantní a pohybuje se v rozsahu kn. S narůstajícím tlakem v trakčním válci se však část síly přenášená přes horní táhlo zvyšuje (viz. obr.29), a klesá síla přenášená přes spodní táhla tříbodového závěsu traktoru. Zatížení jednotlivých táhel je dáno momentovými poměry v závěsu pluhu. Právě tyto poměry se mění v závislosti na pracovním tlaku v trakčním válci pluhu Fh= 1,5846p + 54,922 R² = 0, Tlak p [MPa] Obr.29 Průběh síly v horním táhle v závislosti na tlaku v hydraulickém válci 40

41 Tab. č.3 Naměřené hodnoty traktorové soupravy traktoru Claas 850Axion s pluhem Pöttinger 6.50 PN 8 SCH ČAS ZÁBĚR HLOUBKA OBJEM HOD. SPOTŘ. PROKL. ZÁHON průměr prokluz záhon PROKL. BRÁZDA průměr prokluz brázda TLAK VE VÁLCI SÍLA HORNÍ TÁHLO SÍLA DOLNÍ TÁHLO LEVÉ SÍLA DOLNÍ TÁHLO PRAVÉ SÍLA DOLNÍ TÁHLO LEVÉ SÍLA DOLNÍ TÁHLO PRAVÉ VÝKON NOST EFEKT. průměr výkon nosti SPOTŘ. EFEKT. průměr spotřeby MĚRNÁ VÝKONNOST EFEKTIVNÍ MĚRNÁ SPOTŘEBA EFEKTIVNÍ T b h V Q d d d d p F h F DTL F ORBA DTP F DTL F ORBA DTP W ha,e W ha,e Q ha,e Q ha,e W e Q e DOPRAVA DOLEVA [s] [m] [m] [m 3 ] [l.h -1 ] [%] [%] [%] [%] [MPa] [kn] [kn] [kn] [kn] [kn] [ha.h -1 ] [ha.h -1 ] [l.ha -1 ] [l.ha-1] [m 3.s -1 ] [ml.m -3 ] 53 3,7 0,22 83,4 45, ,3 0 53, ,4-15,7 36,82 2,58 17,55 1,61 7,83 53,7 3,7 0,2 72,5 45,8 31,7 28,83 10,9 11,3 0 53,76 27,19-25,3-16,7 37,58 2,45 2,45 18,64 18,96 1,35 9,41 54,4 3,3 0,22 71,8 45,6 31,7 10,6 0 55,01 27,8-24,5-17,4 35,02 2,2 20,69 1,32 9,58 49,9 3,7 0,21 78,5 45,3 17,6 14,2 9 68,68 16,98-31,4-20,9 24,6 2,61 17,36 1,55 8,01 50,4 3,8 0,23 87,3 45,7 24,8 19,42 16,9 13,5 9 70,02 17,12-32,6-23,4 24,92 2,71 2,67 16,83 17,14 1,73 7,32 49,9 3,6 0,21 74,3 45,6 15,2 10,1 9 68,53 17,08-29,3-16,7 24,54 2,62 17,45 1,49 8,51 48,8 3,7 0,21 78,5 45,3 18,7 13, ,79 10,61-32,2-23,1 21,74 2,73 16,59 1,61 7,82 48,2 3,8 0,19 71,4 45, ,00 11,2 11, ,14 13,47-30,5-22,9 21,71 2,81 2,86 16,29 15,99 1,48 8,57 45,3 3,8 0,22 83,9 45,7 16, ,24 13,95-29,1-26,4 20,02 3,03 15,08 1,85 6,86 49,2 3,7 0,21 78,3 45,9 22,9 14, ,64 8,36-35,8-24,3 15,96 2,68 17,16 1,59 8,02 47,9 3,7 0,22 81,3 45,8 20,5 10, ,16 11, ,7 14,76 2,78 16,48 1,7 7,49 45,3 3,7 0,21 76,4 46,1 16,2 19,8 8,7 11, ,33 11,02-32,3-25,6 15,57 2,95 2,78 15,62 16,35 1,69 7,58 50,2 3,8 0,21 80,4 43, , ,51 10,25-33,6-24,8 10,94 2,71 16,12 1,6 7,58 41

42 Prokluz δ [%] Prokluz δ [%] Z grafu na obrázku 30 a 31 můžeme vidět, jak se mění prokluz záhonového a brázdového kola v závislosti na provozním tlaku v trakčním válci pluhu. Při nulovém provozním tlaku se nepřenáší téměř žádná hmotnost pluhu na tažný prostředek a zadní kola traktoru mají rozdílný prokluz. Kolo jedoucí po záhoně má prokluz 28,8 %, zatímco kolo jedoucí v brázdě má prokluz 11,3 % tj. rozdíl 17,5 % , ,4 18, Tlak p[mpa] Obr.30 Prokluzu kola jedoucího po záhoně v závislosti na změně tlaku v trakčním válci pluhu ,3 13,5 11, Tlak p [MPa] Obr.31 Prokluzu kola jedoucího v brázdě v závislosti na změně tlaku v trakčním válci pluhu 42

43 Výkonnost W ha [ha.h -1 ] Při zvýšení tlaku na 11 MPa se sníží prokluz zadních kol traktoru, především pak kola jedoucího po záhoně, a to z 28,8 % na 18,0 %. Tento fakt koresponduje se stacionárním měřením hmotnosti traktoru s pluhem, kdy při tlaku 15 MPa bylo záhonové kolo přitíženo o 6,7 kn více než kolo jedoucí v brázdě. Přitížení záhonového a částečně i brázdového kola vede automaticky k menšímu prokluzu. Rozdíl v prokluzu kol je při tlaku 11 MPa pouze 6,1 %. Snížení prokluzu mezi hnacími koly je vhodný způsob, jak docílit maximální tahové účinnosti. U orby se však stav, kdy je shodné zatížení hnacích kol, těžko dosahuje. Pluhy vybaveny trakčním válcem napomáhají, aby se k tomuto stavu traktorová souprava co možná nejvíce přiblížila. Měřením se tedy zjistilo, že tlak ve válci významně ovlivňuje prokluz kol traktoru a tedy i energetické a výkonnostní parametry celé orební soupravy. Jedním z těchto parametrů je efektivní výkonnost. Zvýšení tahové účinnosti se v měření projevilo tak, že zpracování měřeného 100m úseku trvalo kratší dobu, zvýšila se tedy plošná výkonnost. Toto je patrné z grafu na obrázku 32. 2,9 2,8 2,7 W ha = -0,001p 2 + 0,0287p + 2,5281 R² = 0,7222 2,6 2,5 2, Tlak p [MPa] Obr.32 Závislost hektarové efektivní výkonnosti W ha na tlaku v trakčním válci Dalším významným parametrem je spotřeba paliva. Z měření vyplynulo, že hodinová spotřeba traktoru je téměř konstantní, a to na úrovni 45,5 l.h -1. Tím, že snížíme prokluz hnacích kol traktoru, docílíme lepší plošné (hektarové) spotřeby paliva. Při tlaku MPa v trakčním válci se snížila efektivní spotřeba paliva o 2,97 l.ha -1, v porovnání s nastavením, 43

44 Spotřeba Q ha [l.ha -1 ] Spotřeba Q ha [l.ha -1 ] kdy ve válci byl tlak 0 MPa. Z grafu na obr. 33 a 34 je tedy zřejmé, jak se projeví tlak v hydraulickém válci na efektivní spotřebě paliva potřebné k zpracování 1 ha půdy. 19, , , , , ,5 18,96 17,14 15, Tlak p [Mpa] Obr.33 Vypočítané hodnoty efektivní hektarové spotřeby Q ha při různém nastavení pracovního tlaku v trakčním válci Q ha = 0,0134p 2-0,3822p + 18,985 R² = 0, Tlak p [MPa] Obr.34 Pokles spotřeby v závislosti na pracovním tlaku v trakčním válci 44