Mendelova univerzita v Brně Institut celoživotního vzdělávání. Hodnocení tahových vlastností traktoru Zetor s pohonem 4K4 a 4K2 Bakalářská práce

Mendelova univerzita v Brně Institut celoživotního vzdělávání Oddělení expertního inženýrství Hodnocení tahových vlastností traktoru Zetor s pohonem 4K4 a 4K2 Bakalářská práce Vedoucí bakalářské práce: Prof. Ing. František Bauer, CSc. Vypracoval: Michal Novotný Brno 2014

Čestné prohlášení Prohlašuji, že jsem práci: Hodnocení tahových vlastností traktoru Zetor s pohonem 4K4 a 4K2 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

PODĚKOVÁNÍ Rád bych tímto poděkoval vedoucímu mojí bakalářské práce panu prof. Ing. Františku Bauerovi, CSc. za poskytnuté rady, připomínky a konzultace, které mi pomohly tuto bakalářskou práci zpracovat.

ABSTRAKT Převážná většina současně vyráběných traktorů disponuje pohonem 4K4. I přes tuto skutečnost však může při pořízení nového traktoru využívaného hlavně v dopravě na zpevněném povrchu či na pozemních komunikacích vzniknout otázka, zda investovat méně finančních prostředků a preferovat tak traktor jen s pohonem 4K2. Diference ceny nového traktoru s přední hnací či pouze s hnanou nápravou může dosahovat desítek až stovek tisíc korun, dle zvoleného typu a modelu. Tato práce může přispět ke správnému rozhodnutí při pořízení nového traktoru tím, že komparuje tahové vlastnosti stejného traktoru při pohonech 4K4 nebo 4K2 a nabízí tak přímé srovnání diference tahových vlastností traktoru, které jsou velmi závislé na trakci a prokluzu hnacích kol. Je na zvážení každého uživatele, zda investovat více finančních prostředků do traktoru s pohonem 4K4 a využít tak maximálních tahových vlastností traktoru nebo ušetřit a pořídit traktor s pohonem 4K2 za cenu nižší užitné hodnoty. Klíčová slova: traktor, tahové vlastnosti, pohon 4K4 a 4K2, komparace ABSTRACT The vast majority of currently produced tractors have a 4K4 drive. Despite this fact, when purchasing a new tractor utilized mainly for transport on paved surfaces or on the road, the question arises whether to invest less money and prefer a tractor with a 4K2 drive. Differences in price of a new tractor with front drive or only with driven axle can reach tens to hundreds of thousands of crowns, according to the selected type and model. This thesis may contribute to the correct decision when purchasing a new tractor by comparing the tensile properties of the same tractor with 4K4 or 4K2 drive and offering a direct comparison of the difference of tensile properties of the tractor, which are highly dependent on traction and slippage of the drive wheels. It is at the discretion of each user whether to invest more funds into tractors with a 4K4 drive and take advantage of the tractor s maximum tensile properties or to save and buy a tractor with a 4K2 drive for a price of lower utility values. Keywords: tractor, tensile properties, 4K4 and 4K2 drive, comparison

OBSAH 1 ÚVOD... 7 2 CÍL BAKALÁŘSKÉ PRÁCE... 8 3 SOUČASNÝ STAV ŘEŠENÉ PROBLEMATIKY... 9 3.1 Motor... 9 3.1.1 Požadavky na traktorový motor... 10 3.1.2 Vstřikování Common rail... 10 3.1.3 Turbodmychadlo s proměnlivou geometrií lopatek VGT... 12 3.1.4 Emise... 13 3.1.4.1 EGR (Exhaust Gas Recirculation)... 13 3.1.4.2 DPF (Diesel Particulate Filter)... 14 3.1.4.3 SCR (selektivní katalytická redukce)... 15 3.2 Převodové ústrojí... 15 3.2.1 Mechanické převodovky bez řazení pod zatížením... 16 3.2.2 Převodovky s částečným řazením pod zatížením... 17 3.2.2.1 Předlohové násobiče... 17 3.2.2.2 Planetové násobiče... 17 3.2.3 Převodovky s úplným řazením pod zatížením... 19 3.2.3.1 Diferenciální hydrostatické převody... 19 3.2.3.2 Bezstupňová převodovka CVX... 20 4 PODKLADY A METODIKA ZPRACOVÁNÍ... 23 4.1 Stanovení převodových poměrů a pojezdových rychlostí... 23 4.2 Podklady pro hodnocení tahových vlastností pohonu 4K4 a 4K2... 24 4.2.1 Specifikace měřeného traktoru... 25 4.2.2 Měření parametrů motoru traktoru přes vývodový hřídel... 26 4.2.3 Měření tahových vlastností na dráze... 26 4.3 Metodika hodnocení tahových vlastností pohonu 4K4 a 4K2... 27 4.3.1 Výpočtové vztahy tahových vlastností... 27 4.3.2 Specifikace měření tahových vlastností... 29 4.3.3 Postup vyhodnocení tahových vlastností 4K4 a 4K2... 29 5 VÝSLEDKY... 31 5.1 Tabulka pojezdových rychlostí a pilové diagramy... 31 5.2 Komparace jednotlivých převodů při pohonu 4K4 a 4K2... 34 5.2.1 Komparace tahové sily 4K4 a 4K2 při srovnatelném prokluzu... 34 5.2.2 Komparace maximálního tahového výkonu pohonů 4K4 a 4K2... 36 5.3 Analýza vybraného převodu... 38 5.3.1 Pohon 4K4... 38 5.3.2 Pohon 4K2... 39 5.3.3 Komparace pohonů 4K4 a 4K2... 39 6 ZÁVĚR... 41 7 SEZNAM POUŽITÉ LITERATURY... 42 7.1 Použitá literatura... 42 7.2 Elektronické zdroje... 42 8 SEZNAM POUŽITÝCH SYMBOLŮ A ZKRATEK... 43 9 SEZNAM TABULEK... 46 10 SEZNAM OBRÁZKŮ... 46 11 SEZNAM PŘÍLOH... 47 12 PŘÍLOHY... 48 6

1 ÚVOD Historie výroby prvních traktorů se spalovacím motorem sahá do počátku dvacátého století. Tehdy se ovšem jednalo o velmi jednoduché stroje, na které čekal ještě dlouhý konstrukční vývoj. Stejně jako v dobách minulých, tak i dnes je pro potřeby zemědělského či lesnického provozu nejvhodnější použít jako energetický prostředek univerzální kolový traktor. Vývoj traktorů jako celku, ale hlavně jeho jednotlivých částí, především motorů a převodů, se velmi rychle rozvíjí a hlavně díky elektronizaci jednotlivých konstrukčních celků se zvyšuje jeho užitná hodnota při neustálém tlaku na minimalizaci nákladů na servis a údržbu. Bez elektronických systémů by nebylo možné poskytnout řidiči vyšší komfort obsluhy, například použitím elektro-hydraulického ovládání pojezdových spojek či automatického řazení převodovek. Stejně tak mají elektronické systémy nezastupitelnou pozici při řízení motorů, čímž přímo ovlivňují i produkované emise. A právě snižování emisí je v posledních letech věnována mimořádná pozornost. Koncem roku 2014 musí již všechny traktorové motory s výkonem nad 56 kw splňovat emisní limit STAGE IV dle směrnic ES. Současně s nastupující elektronikou jsou motory z důvodu snížení emisí vybavovány i systémy EGR, DOC s DPF či SCR. Vývoj však pokračuje i na poli převodovek. Mechanické převodovky jsou stále častěji, hlavně u výkonnějších typů traktorů, nahrazovány převodovkami řazenými pod zatížením. Toto řazení může být částečné, např. pomocí planetového násobiče nebo úplné, např. u tříhřídelových dvoutokých převodovek. Stále častěji se setkáváme i s bezstupňovými CVT převodovkami. Řazení u těchto CVT převodovek může řidič traktoru plně ovládat nebo lze toto přenechat elektronice, která může řadit automaticky dle předem zvoleného nastavení. Komfort obsluhy v moderních traktorech zvyšuje i odpružení bezpečnostní kabiny a přední hnané nápravy. Odpružení přední nápravy má vliv i na jízdní vlastnosti traktoru tím, že zajišťuje jeho lepší stabilitu a vyšší přilnavost pneumatik k povrchu. Tímto dochází ke snížení prokluzu hnacích kol a ke zlepšení tahových vlastností. Podstatný vliv na tahové vlastnosti traktoru má také typ, opotřebení a huštění pneumatik. Dalšími důležitými faktory jsou druh povrchu a stav povětrnostních podmínek. 7

2 CÍL BAKALÁŘSKÉ PRÁCE Cílem bakalářské práce bylo hodnocení tahových vlastností kolového traktoru Zetor Forterra 120 HSX při pohonu 4K4 a při pohonu 4K2. Získané podklady z měření tahových charakteristik tabulkově a graficky zpracovat, vyjádřit vzájemné diference tahové síly při srovnatelném prokluzu hnacích kol a vzájemné diference maximálního tahového výkonu výše uvedených pohonů. 8

3 SOUČASNÝ STAV ŘEŠENÉ PROBLEMATIKY Současné traktory jsou velmi sofistikované stroje (energetické prostředky), které využívají současného technologického vývoje osobních a nákladních automobilů a částečně z nich přebírají některé konstrukční prvky. V mnoha ohledech jsou ale traktory specifické stroje a vyžadují individuální konstrukční řešení. Mezi speciální zařízení, které u ostatních automobilů nenajdeme vůbec nebo jen velmi málo patří například vývodový hřídel PTO, zadní či přední tříbodový závěs, vnější okruh hydrauliky, a některé elektronické systémy, jako například power management nebo souvraťová automatika. Z hlediska konstrukce lze traktor rozdělit na konstrukční skupiny motor, převodové ústrojí, podvozek, karosérie, elektrická instalace a hydraulické zařízení. Motory traktorů jsou konstruovány s vysokým převýšením točivého motoru, které dosahuje svých maximálních hodnot ve velmi nízkých otáčkách. Moderní motory řízené elektronikou dokáží v určitých situacích navýšit výkon. Převodovky traktorů disponují dvěmi až třemi desítkami převodových stupňů, z nichž většina může být řazena pod zatížením. Samostatnou kapitolou jsou bezstupňové převodovky, kdy závislost hnací síly a pojezdové rychlosti je hyperbolická, čímž nevznikají ztrátové plochy. To má za následek nižší spotřebu paliva. 3.1 Motor Současné moderní pístové spalovací motory můžeme dle způsobu zapálení směsi rozdělit do dvou základních skupin. První skupinou jsou zážehové motory, jenž pro zapálení směsi benzínu, případně plynu, se vzduchem využívají zapalovací elektrickou svíčku. Druhou skupinou jsou motory vznětové, u kterých dojde ke vznícení horkého stlačeného vzduchu ve válci vstřiknutím dávky paliva vstřikovačem. Dle počtu dob pracovního cyklu lze spalovací motory rozdělit na dvoudobé nebo čtyřdobé. Vznětový motor se oproti zážehovému vyznačuje vyšší účinností cca o 7 % a nižší měrnou spotřebou o cca 20 %. Naopak nevýhodou jsou jeho větší rozměry dané konstrukcí odolávající většímu tlaku a vyšším teplotám. U traktorů se používají téměř výhradně vznětové čtyřdobé pístové motory, jejichž vývoj zaznamenal od jednoduchých motorů s mechanicky řízeným vstřikováním velký 9

pokrok. Za tímto pokrokem stojí především rozšíření elektronických systémů řízení motoru a současný tlak na konstruktéry motorů ze strany legislativy, jenž neustále zpřísňuje maximální povolené limity emisí ve výfukových plynech. 3.1.1 Požadavky na traktorový motor Aby mohly motory v dnešních traktorech efektivně pracovat, musí splňovat několik důležitých požadavků, kterými se liší od ostatních automobilových motorů. Mezi důležité požadavky patří: trvalý provoz při maximálním výkonu, provoz při velkém kolísání zatížení (výkonnostní regulátor), vysoké převýšení točivého momentu motoru, práce motoru v širokém rozmezí otáček s konstantním výkonem (Bauer, 2013). Výrobci motorů musí těmto požadavkům vyhovět a spolu s dalšími požadavky na dlouhou životnost, spolehlivost a nízké provozní náklady zajistit jejich efektivní výrobu. Mezi velké výrobce traktorových motorů patří například firmy Perkins, SISU, FPT, Deutz, John Deere, Cummins a další. Mezi nezanedbatelné výrobce vlastních motorů patří i tuzemský Zetor. 3.1.2 Vstřikování Common rail V současné době je tento systém u moderních vznětových motorů nejrozšířenější a nejpoužívanější. Postupně jsou vyvíjeny novější generace vyznačující se především zvyšováním vstřikovacího tlaku a modernizováním vstřikovačů. U vstřikovacího systému Common rail je odděleno vytváření tlaku a vstřikování paliva. Vstřikovací tlak je vytvářen vysokotlakým čerpadlem nezávisle na otáčkách motoru a na vstřikované dávce. Palivo pro vstřikování je připraveno ve vysokotlakém zásobníku - railu (Bauer, 2013). Pro každý válec motoru je zabudován vstřikovač jako vstřikovací jednotka. Vstřiku se dosáhne otevřením a zavřením vysokotlakého elektromagnetického ventilu. Okamžik vstřiku a vstřikované množství jsou vypočítávány elektronickou řídící jednotkou (Hromádko, 2011). Elektronická řídicí jednotka mění vstřikovanou dávku paliva na základě propočtů údajů o poloze plynového pedálu (potenciometru) - přání řidiče, okamžitého zatížení 10

motoru a provozního stavu motoru (točivý moment, otáčky, teplota paliva, chladicí kapaliny) podle algoritmů uložených v paměti řídicí jednotky. To umožňuje modelovat výkonové charakteristiky motoru více výkonových úrovní motoru (Power Boost), průběh točivého momentu převýšení točivého momentu, pokles otáček. Funkce Power Boost navyšuje výkon o 10 až 15 % a aktivuje se po splnění určitých podmínek, např. odběr výkonu (PTO - Power Take-Off), překročení určité rychlosti, odběr výkonu přes hydraulickou soustavu (Pernis, 2009). Vstřikovací systém lze rozdělit na nízkotlakou a vysokotlakou část. Součásti nízkotlaké části je palivová nádrž, palivové trubky a hadice, dále hrubý a jemný čistič paliva a nízkotlaký okruh vysokotlakého čerpadla. Vysokotlaká část se skládá z vysokotlakého čerpadla, regulátoru tlaku, zásobníku - railu, snímače tlaku, odpojovacího a pojistného ventilu a vstřikovačů. Vysokotlaké čerpadlo se skládá z nízkotlaké a vysokotlaké části a jeho funkcí je zajišťovat natlakování paliva do zásobníku railu, na neustále konstantní tlak. 1 - hnací hřídel 2 - výstředník 3 - element čerpadla s pístem čerpadla 4 - sací ventil (vstupní ventil) 5 - výstupní ventil 6 - přívod paliva Obr. 3.1 Tří pístové radiální vysokotlaké čerpadlo (Hromádko, 2011) Dalším důležitým prvkem systému jsou vstřikovače. V současné době jsou nejpoužívanější vstřikovače s elektromagnetickým ventilem a piezoelektrické vstřikovače s hydraulickým ovládáním vstřikovací trysky. Mezi výhody piezoelektrických vstřikovačů patří: několikanásobný vstřik s pružným počátkem a prodlevami mezi jednotlivými vstřiky, velmi malé vstřikované množství při předstřiku, malé konstrukční rozměry a nízká hmotnost vstřikovače, nízká hlučnost, nižší spotřeba, nižší emise, zvýšení výkonu motoru (Bauer, 2013). 11

Obr. 3.2 Piezoelektricky řízený vstřikovač (Bauer, 2013)) 3.1.3 Turbodmychadlo s proměnlivou geometrií lopatek VGT Turbodmychadlo s technologií VGT bylo vyvinuto jako další účinný prvek zvýšení účinnosti turbodmychadla. Optimální účinnosti a dodávky plnícího tlaku v celém rozsahu otáček je dosaženo regulací (natáčením) lopatek turbínového kola turbodmychadla. Snižuje se tak závislost plnění vzduchu na otáčkách motoru. Základním efektem systému přeplňování VGT (Variable Geometry Turbocharger) je zvýšení množství nasátého vzduchu a tím i zlepšené spalování ve válcích. Tyto vlastnosti se bezprostředně projeví na zlepšené výkonnosti motoru. Při vysokých otáčkách a jeho vysokém zatížení (tzn. vysoký objem spalin) je změnou geometrie lopatek turbodmychadla dosaženo větší plochy průtoku výfukových spalin turbínou (lepší reakce turbíny - vyšší účinnost). Navýšení výkonu se pohybuje mezi 10 až 15 %. Nízké otáčky motoru a nižší zatížení Obr. 3.3 Schéma regulace plnícího tlaku motoru znamenají i menší objem natáčením lopatek a statoru turbíny produkovaných spalin. Pro zvýšení (Bauer, 2013) kinematické energie spalin dojde natočením lopatek k zúžení plochy průtoku - efekt trysky. Tímto je dosaženo velké rychlosti spalin působících na lopatky turbíny (dosažení vyšších otáček turbíny - vyšší účinnost). Kroutící moment je tak zvýšen o 5-15 %. Největšího efektu navýšení kroutícího momentu je dosaženo v oblasti nízkých otáček. Tak dochází k podstatnému snížení produkovaných negativních emisí a snížení spotřeby (www.tipcars.cz). 12

3.1.4 Emise Na základě neustále se zpřísňujících legislativních předpisů týkajících se emisí vznětových motorů, musí výrobci reagovat na nové maximální limity CO, CO 2, NO x a pevných částic ve výfukových plynech. V současné době platí pro výkony motorů nižší než 130 kw dle evropské směrnice 2000/25/ES emisní stupeň STAGE IIIA případně IIIB. Ovšem již od října roku 2014 vstupuje pro výkonové kategorie od 56 do 130 kw emisní stupeň STAGE IV. Vznikající emise je nutné pro splnění požadovaných limitů nějakým způsobem eliminovat. Lze je ovlivnit opatřeními před motorem, u motoru a za motorem. Kromě konstrukčních úprav spalovacího prostoru motoru jsou v dnešních traktorech používány ve vzájemné kombinaci systémy EGR, DOC, DPF a SCR. Obr. 3.4 Povolené limity emisního stupně STAGE IV dle 2000/25/ES (Eminox, 2010) 3.1.4.1 EGR (Exhaust Gas Recirculation) EGR systém (Exhaust Gas Recirculation) neboli recirkulace výfukových plynů vrací výfukové plyny zpět do válce k opětovnému spálení. Část výfukových plynů je ochlazena ve výměníku tepla a smíšena s nasávaným vzduchem. Výfukové plyny mají méně kyslíku a více kysličníku uhličitého než nasávaný vzduch. To snižuje teplotu hoření a výsledkem je redukce oxidů dusíku (NO x ) bez významného dopadu na tepelnou účinnost. EGR má i negativní vliv na kvalitu oleje, zvyšuje podíl popela a sazí. Redukce oxidů dusíku ve výfukových plynech ovlivňováním procesu hoření je v protikladu s maximálním využitím energie obsažené v palivu (Pernis, 2009). Recirkulace EGR může být vnitřní nebo vnější. 13

Vnitřní recirkulace je prováděna pomocí časování rozvodů, kdy část spalin je podtlakem zpětně nasáta z výfukového potrubí zpět do prostoru válce. Výfukové plyny nejsou nijak ochlazovány, čímž není tak efektivní jako vnější recirkulace. Při vnější recirkulaci naopak dochází k ochlazování části spalin z výfukového potrubí pomocí výměníku. Chladícím médiem bývá chladicí kapalina okruhu chlazení motoru. Přesné dávkování spalin zpět do sání zajišťuje EGR ventil řízený řídící jednotkou, která vyhodnocuje provozní režim motoru. 3.1.4.2 DPF (Diesel Particulate Filter) Vzhledem k tomu, že pevné částice menší než 10 µm mohou člověku způsobovat zdravotní potíže, používají dnešní moderní vznětové motory filtry pevných částic. Filtr má porézní strukturu tvořenou oxidem křemičitým, která mechanicky zachycuje částice při průchodu výfukových plynů tímto prostředím. K zachování schopnosti dlouhodobě zachycovat pevné částice je třeba zajistit pravidelnou regeneraci filtru, protože čím více se keramický nosič pokrývá uhlíkem, tím menší má účinnost. Regenerace spočívá ve spalování zachycených částic (Hromádko, 2011). Pasivní bez aditivní systém Pasivní systémy např. s předřazeným oxidačním katalyzátorem, používají filtry s aktivní vrstvou (platina) CDPF (Catalyzed Diesel Particulate Filter). Účinnost dnešních filtrů se pohybuje nad hranicí 99 % (Bauer, 2013). K regeneraci spalováním zachycených sazí dochází pouze vysokou teplotou spalin. Součástí pasivního filtru pevných částic bývá i oxidační katalyzátor DOC, jenž snižuje teplotu potřebnou pro spálení sazí v DPF. Tento systém se nehodí do Obr. 3.5 Pohled na jednotlivé kanálky na vstupu provozů, kde není motor do DPF (Zetor Tractors) dostatečně výkonově využíván. 14

Aktivní aditivní systém Aktivní systémy jsou charakteristické přiváděním dodatečné energie pro zvýšení teploty spalin, např. pomocí topné spirály, hořením paliva v komoře filtru (hořák), opožděným vstřikem paliva (Bauer, 2013). Doba aktivní regenerace je různá a pohybuje se dle výrobce kolem 10 minut. Vstřikováním paliva se zvýší teplota nad 550 C, čímž dojde ke spálení nahromaděných sazí. Vstřikováním paliva ovšem dochází k dalšímu navyšování celkové spotřeby paliva asi o 10 %. Systémy EGR a DPF bývají často používány společně. Obr. 3.6 Aktivní vstřikování paliva (Zetor Tractors) 3.1.4.3 SCR (selektivní katalytická redukce) Pomocí technologie SCR (Selecive Catalytic Reduction) dochází ke snížení NO x ve spalinách produkovaných motorem. Postup je jednoduchý, do horkých výfukových plynů je vstřikována směs močoviny a deionizované vody, známá jako AdBlue nebo DEF (Diesel Exhaust Fluid). Výfukové plyny obohacené o AdBlue vstupují do katalytické komory, kde se oxidy dusíku promění na dusík a vodu (Pernis, 2009). Celé řešení vychází z použití SCR katalyzátoru, ve kterém s pomocí amoniaku NH dochází k reakci s oxidy dusíku a jejich přeměně na dusík N 2 a vodní páru H 2 O. Amoniak je toxická látka a z toho důvodu se získává až chemickou cestou po vstříknutí kapaliny AdBlue do výfukového potrubí. Kapalina AdBlue je složena z 32,5 % z močoviny - CO(NH 2 ) 2 a zbylou částí je demineralizovaná voda (Bauer, 2013). 3.2 Převodové ústrojí Slouží k trvalému rozpojení pohonu (přerušení přenosu točivého momentu od motoru na kola), ke změně smyslu otáčení hnacích kol, ke změně velikosti výstupního točivého momentu a ke změně výstupních otáček hnacích kol a tím i ke změně rychlosti. Nízkým převodovým poměrem dosáhneme vysokou pojezdovou rychlost, ale 15

nízký točivý moment na hnacích kolech a naopak vysokým převodovým poměrem nízkou pojezdovou rychlost, ale vysoký točivý moment na hnacích kolech. Dobrá traktorová převodovka má v rychlostním rozsahu od 4 do 12 km/h nejméně šest převodových stupňů. Další výbava převodovky by měla být volena podle předpokládaného využití traktoru (Pernis, 2009). 3.2.1 Mechanické převodovky bez řazení pod zatížením Řazení jednotlivých rychlostních stupňů se provádí buď mechanicky řadící pákou nebo jiným způsobem, například elektrohydraulicky. Vlastní přeřazení zajišťuje řadící tyčka s vidlicí na řadící objímce nebo synchronizační spojce, která propojí točivý moment na požadované ozubené kolo. Mechanické převodovky bývají dvou nebo tříhřídelové. Pro snížení hlučnosti převodů se používají kola se šikmým ozubením. Řazení moderních mechanických převodovek bývá již plně synchronizované. Synchronizační systém vyrovnává rozdíl obvodových rychlostí dvou ozubených kol - hnacího a hnaného - před jejich vzájemným spojením. Toto vyrovnání (synchronizaci) zajišťuje například tření kuželových ploch ozubeného kola a synchronizační spojky. Synchronizace umožňuje bezhlučné a rychlé řazení jednotlivých rychlostních stupňů (Vlk, 2006). a) volná poloha b) synchronizace c) řazení převodového stupně 1 - objímka řadící spojky 2 - jádro řadící spojky (synchronizační těleso) 3 - jistící tělíska 4 - pružné jistící kroužky 5 - clonící kroužek K - třecí kužel Z - unášecí ozubení R - prstencová drážka Obr. 3.7 Funkce jištěné synchronizace clonícím kroužkem (Vlk, 2006) 16

Při řazení posouvá řadící vidlice řadicí objímku k ozubenému kolu. Brzdný kužel spojený s řadící objímkou je tlačen na třecí kužel spojkového tělesa. Vzniklým třením se vyrovnají (synchronizují) otáčky (Vlk, 2006). 3.2.2 Převodovky s částečným řazením pod zatížením Tyto převodovky bývají nejčastěji ve dvou konstrukčních řešeních předlohové násobiče točivého momentu, planetové násobiče točivého momentu. 3.2.2.1 Předlohové násobiče Příkladem předlohového násobiče může být dvoustupňový násobič na obr. 3.8, kdy točivý moment je přiveden na ozubené kolo Z1. Při převodu na přímo, beze změny převodu, sepne spojka S1 a dojde k přímému spojení vstupní a výstupní hřídele. Pro zvýšení točivého momentu dojde k sepnutí spojky S2 a točivý moment prochází přes soukolí na předlohovém hřídeli a vystupuje na výstupním hřídeli. 3.2.2.2 Planetové násobiče Násobič točivého momentu mění převodový poměr pod zatížením, takže nedochází k přerušení točivého momentu od motoru spojkou. Dle konstrukce může být násobič dvoustupňový nebo vícestupňový. Nejvíce se využívají násobiče tří a čtyřstupňové, ale lze se setkat i s násobičem šestistupňovým. Všechny otočné části jsou soustředěny okolo hlavní osy. Satelity jsou uloženy otočně na čepech unášeče satelitů a Obr. 3.8 Dvoustupňový předlohový násobič (Jan, 2011) Obr. 3.9 Soukolí planetového převodu (Jan, 2011) 17

jsou v záběru s ozubením centrálního kola a s vnitřním ozubením kola korunového. Pro spínání a brzdění jednotlivých částí násobiče se používají lamelové spojky a pásové nebo elektromagnetické brzdy, které brzdí buben násobiče s korunovým kolem. První rychlostní stupeň Centrální kolo je hnací, korunové je zabrzděno. V tomto případě se unášeč satelitů a s ním spojený hnaný (výstupní) hřídel musí otáčet ve stejném smyslu jako centrální kolo. Satelity se odvalují po vnitřním ozubení zabrzděného korunového kola a tím vzniká převod do pomala. Hnaný hřídel bude mít tedy menší otáčky než hnací centrální kolo (Jan, 2011). Druhý rychlostní stupeň Korunové kolo je hnací, centrální je zabrzděno. Unášeč satelitů s hnaným hřídelem se otáčejí ve stejném smyslu jako hnací korunové kolo. Satelity se odvalují po ozubení zabrzděného centrálního kola a opět vzniká převod do pomala, Velikost tohoto převodu je menší než v předchozím případě, protože počet zubů centrálního kola je menší než kola korunového (Jan, 2011). Třetí rychlostní stupeň Všechna kola jsou spojena, centrální i korunové kolo mají stejný smysl otáčení i počet otáček. Satelity se neodvalují a pracují pouze jako zubové spojky, unášeč satelitů má stejné otáčky jako centrální a korunové kolo, tedy otáčky motoru. Třetí rychlostní stupeň je tedy vlastně přímý záběr (i = l) (Jan, 2011). Výhody planetových převodovek zjednodušují řazení, není třeba vyrovnávat obvodové rychlosti řazených částí, rychlostní stupně se mohou řadit pod zatížením (bez nutnosti přerušení přenosu točivého momentu), menší zatížení boků zubů, může se přenášet větší točivý moment, tišší chod, protože všechna ozubená kola jsou ve stálém záběru, menší rozměry ve srovnání s ostatními mechanickými převodovkami (Jan, 2011), hnací moment přiváděný centrálním kolem se předává na několik satelitů, takže v ozubení působí menší síly a modul ozubení může být menší, u vhodných planetových převodů je velmi dobrá účinnost (Vlk, 2006). 18

Nevýhodou je pouze velká složitost převodovky a velký počet součástí při větším počtu převodových stupňů (Vlk, 2006). Také cena planetové převodovky je v porovnání s hřídelovou převodovkou vyšší. Planetové soukolí se ve velké míře uplatňuje i jako slučovací převod u diferenciálních hydrostatických převodovek nebo jako planetové reduktory v koncových převodech hnacích náprav. 3.2.3 Převodovky s úplným řazením pod zatížením Dnešní moderní traktory používají pro úplné řazení pod zatížením převážně diferenciální hydrostatické převody. 3.2.3.1 Diferenciální hydrostatické převody Bezstupňové převodovky pracují na principu řízeného diferenciálního převodu (převod se dvěma stupni volnosti), známého dlouhá léta, ale až rozvoj elektroniky umožnil jeho uplatnění v konstrukci traktorů. (Pernis, 2009) Převodovka CVT (Continously Variable Transmission) je bezstupňová hydromechanická převodovka, což znamená, že nemá předem stanovené převodové rychlostní stupně. Její konstrukce umožňuje plynule volit převodový poměr v daném rozsahu a tím i plynule měnit pojezdovou rychlost traktoru. Konstrukčně je CVT převodovka řešena jako kombinace hydraulické (hydrostatické) a mechanické části. Výkon motoru se na vstupu do převodovky CVT dělí na dva toky: na hydraulický a mechanický, aby se znovu sečetly v sumarizačním planetovém (diferenciálním) převodu do požadovaného točivého momentu a otáček. Rychlostní rozsah CVT převodovek v obou směrech, protože sumarizační planetový převod umožňuje i reverzaci, je obdivuhodný, od plazivých rychlostí 0,05 km.h -1 po maximální rychlost. (Pernis, 2009) Hydraulická část se skládá z axiálního pístového hydrogenerátoru a axiálního pístového hydromotoru. Změnou sklonu desek většinou hydrogenerátoru se mění geometrický objem a tím i otáčky korunového kola sumarizačního převodu. Mechanická část je propojena od hnacího motoru přímo na centrální kolo sumarizačního převodu, což může být jednoduchý planetový převod. Mechanická část zvyšuje účinnost celé převodovky. Dle vzájemných poměrů otáček korunového kola a centrálního kola 19

dostaneme výstupní otáčky, které jsou odebírány unášečem ze satelitů planetového převodu. Obr. 3.10 Schéma konstrukce CVT převodovky (Bauer, 2013) Řidič si může navolit režim výkonnostní (zátěžový) nebo ekonomický. Při výkonnostním režimu se samočinně mění převodový poměr podle zatížení tak, aby byl udržen maximální výkon při těžkých polních pracích nebo během dopravy. V ekonomickém režimu převodovka při středních a lehkých pracích (setí, doprava) mění převodový poměr tak, aby otáčky motoru byly udržovány v oblasti s nejnižší spotřebou (Pernis, 2009). U bezstupňové hydromechanické převodovky je výhodou kombinace mechanického a hydrostatického převodu. Při snižujících se otáčkách hydromotoru se snižují i hydraulické ztráty. Naopak při vyšších rychlostech se zvyšuje přenos mechanickým převodem a tím i účinnost. Nevýhodou hydromechanické převodovky je její vyšší cena a nižší účinnost při hydraulickém přenosu síly. Výrobci používají pro označení převodovek s úplným řazením pod zatížením různé názvy a označení. Například koncern CNH označuje traktory s plynulou změnou převodového poměru jako převodovky CVX. Traktory Deutz-Fahr nesou název TTV, traktory Valtra Direct, traktory Steyr CVT Ecotech, traktory Fendt Vario a traktory Challenger TechStar. Bezstupňové převodovky od německého výrobce ZF pro traktory John Deere jsou označeny AutoPowr/Eccom. 3.2.3.2 Bezstupňová převodovka CVX Jako příklad bezstupňové převodovky lze uvést převodovku traktorů Case CVX a Case Puma CVX. Jedná se o převodovku, která využívá kombinace diferenciálního 20

hydrostatického převodu, mechanické převodovky, slučovacího převodu a dvou lamelových spojek po vzoru DSG převodovky. Funkci převodovky popisují čtyři možné následující případy. Neutrál Jak je vidět na obrázku, převodovka má dvě lamelové spojky A a B a dále jednu synchronizační spojku. Pokud je převodovka v neutrále, spojky nejsou sepnuté a stejně tak synchronizační spojka není zařazena. (www.vobosystem.cz) Obr. 3.11 CVX převodovka - neutrál (www.vobosystem.cz) Aktivní klidový stav (jízda vpřed na první stupeň) Jakmile se nastartuje motor a zvolí se směr jízdy, aktivuje se tzv. aktivní klidový stav, který umožňuje udržovat traktor i s nářadím, přívěsem v klidové poloze bez nutnosti sešlápnutí brzdového pedálu i v případě, že stojí traktor v kopci. To je docíleno zastavením unášeče planetového převodu. Pokud se sešlápne pedál pojezdu nebo posune páka pojezdu v závislosti na zvoleném způsobu ovládání, otáčky korunového kola se začnou zvyšovat, unášeč se začne otáčet a traktor se rozjede. Nyní je zaplá pouze spojka B a výkon motoru se takto jednoduše přenáší dále na rozvodovku. (www.vobosystem.cz) Obr. 3.12 CVX převodovka - jízda vpřed na první stupeň (www.vobosystem.cz) 21

Jízda na druhý stupeň Jakmile rychlost dosáhne okamžiku pro přeřazení na druhý stupeň, synchronizační spojka se přesune do pozice pro rozsah V2 a poté se rozpojí spojka B a sepne spojka A. Vše probíhá plynule, bez rázů podle Obr. 3.13 CVX převodovka - jízda vpřed na druhý principu zmiňované DSG stupeň (www.vobosystem.cz) převodovky. Na druhý stupeň pak traktor dosahuje maximální rychlosti až 50 km/h (www.vobosystem.cz). Jízda vzad Pro jízdu vzad se sepne spojka A a synchronizační objímka se přesune do opačné pozice. (www.vobosystem.cz) Obr. 3.14 CVX převodovka - jízda vzad (www.vobosystem.cz) 22

4 PODKLADY A METODIKA ZPRACOVÁNÍ 4.1 Stanovení převodových poměrů a pojezdových rychlostí Pro provedení hodnocení tahových vlastností pohonů 4K4 a 4K2 bylo nejprve nutné zvolit vhodné převodové stupně traktoru, při kterých bude hodnocení prováděno. Pro komparaci pohonů byl zvolen pracovní rozsah rychlostí traktoru při běžných polních pracích, který odpovídá rozmezí 4 až 12 km.h -1. Z tohoto důvodu bylo nejdříve nutné provést výpočet převodových poměrů jednotlivých rychlostí v převodovce a po dosazení jmenovitých otáček motoru a statického poloměru zadního kola dopočítat pojezdovou rychlost. Výpočet převodových poměrů Jednotlivé počty zubů kol převodovky byly převzaty ze schéma převodů 30x30 traktoru Zetor Forterra HSX. Obr. 4.1 Schéma převodů traktoru Zetor Forterra HSX (Zetor Tractors) Pro výpočet celkového převodového poměru byly použity následující vztahy. 23

Planetový násobič Mt: i z + z c k n1 = [ - ] zn 1 zn3 * * zc + zk zn2 zn4 i = z + z c k n2 [ - ] zk kde z c je počet zubů centrálního kola, z k je počet zubů korunového kola z n1 až z n4 jsou počty zubů kol předlohového soukolí. Převod dvou spolu zabírajících kol: z2 i = [ - ] z1 kde z 1 je počet zubů hnacího kola a z 2 je počet zubů hnaného kola. Koncový planetový převod: i z + z c k = [ - ] z c Výpočet rychlostí Pro správné stanovení pojezdové rychlosti je nutné znát kromě celkového převodového poměru také otáčky motoru a poloměr pneumatiky na hnací nápravě. Jmenovité otáčky motorů Zetor jsou 2200 min -1. Statický poloměr r použité zadní pneumatiky MITAS RD-01 460/85R38 je r = 0,82 m (Mitas, 2013). Otáčky kola se stanoví po dosazení otáček motoru n m [ min -1 ] a celkového převodu i c [ -] do vzorce: n m n k = [ min -1 ] ic Teoretickou rychlost lze po dosazení n k [min -1 ] a poloměru r [ m ] vypočítat ze vztahu: v t 2. π. r. nk = *3,6 [ km.h -1 ] 60 4.2 Podklady pro hodnocení tahových vlastností pohonu 4K4 a 4K2 Pro vlastní hodnocení tahových vlastností traktoru s pohonem 4K4 a 4K2 byly použity podklady z měření tahových charakteristik traktoru Zetor Forterra HSX 120, které byly naměřeny v rámci typové zkoušky traktoru ve firmě Zetor Tractors a.s. 24

Naměřené hodnoty jsou tabelárně zpracovány zvláště pro pohon 4K4 a pohon 4K2. Obě tabulky byly vytvořeny z deseti měření zvolených převodových stupňů pro oba pohony. 4.2.1 Specifikace měřeného traktoru Tab. 4.1 - Specifikace měřeného traktoru Zetor Forterra HSX (Zetor Tractors) Traktor: Zetor Forterra HSX 120 Typ / výkon motoru: Z 1406 / 86 kw (dle 2000/25/EC) 4TMCH - vznětový řadový čtyřválec s Druh motoru: přímým vstřikem paliva, přeplňovaný s mezichlazením vzduchu Emisní stupeň: STAGE IIIB Jmenovité otáčky: 2200 min -1 Počet převodových stupňů: 30 vpřed / 30 vzad Maximální rychlost: 40 km.h -1 Rozchod: přední / zadní: 1730 mm / 1725 mm Rozvor: 2490 mm Přední pneu: huštění / opotřebení: MITAS RD-01 380/85R24 140 kpa / nové pneu - pouze zajeté Zadní pneu: huštění / opotřebení: MITAS RD-01 460/85R38 120 kpa / nové pneu - pouze zajeté 10 ks závaží před rámem = 500 kg Přídavné závaží přední: 2 ks závaží pod rámem = 68 kg celkem 568 kg 2 ks nosič závaží = 50 kg Přídavné závaží zadní: 10 ks závaží = 300 kg celkem 350 kg Výška přípojného bodu: 395 mm Tab. 4.2 - Rozložení hmotností traktoru Zetor Forterra HSX 120 (Zetor Tractors) LP kolo PP kolo Přední náprava 1276 kg 1282 kg 2558 kg LZ kolo PZ kolo Zadní náprava 1494 kg 1538 kg 3032 kg Celkem 5590 kg 25

4.2.2 Měření parametrů motoru traktoru přes vývodový hřídel Před a po měření tahových charakteristik bylo provedeno ověření parametrů motoru přes vývodový hřídel dle OECD Code 2 a ČSN ISO 789-1. Tabulka naměřených hodnot výkonu, točivého momentu a spotřeb je společně s vytvořenými grafy uvedena v části 12 PŘÍLOHY. Hodnoty do této tabulky byly získány z měření traktoru Forterra HSX 120 v rámci typové zkoušky v Zetor Tractors. 4.2.3 Měření tahových vlastností na dráze Vlastní měření tahových vlastností traktoru Zetor Forterra HSX 120 bylo provedeno dle předpisů uvedených v bodě 4.3.2 na betonové dráze zatěžováním traktoru zatěžovacím vozidlem Tatra 815, které bylo spojeno s traktorem pomocí měřící tyče. Uprostřed tyče byl umístěn tenzometrický snímač tahové síly Höttinger s rozsahem 0 až 50 kn. Měřící tyč byla připojena na jedné straně do tažné lišty traktoru a na druhé straně do předního závěsu zatěžovacího vozidla Tatra. Otáčky motoru byly měřeny pomocí snímače otáček PTO připevněného na koncovku vývodového hřídele. Otáčky mezi motorem a otáčkami PTO jsou přepočteny pomocí převodového poměru 1,95 pro PTO 1000 (Zetor, 2013). Měřící zařízení Multitah zobrazuje a zaznamenává otáčky motoru a otáčky PTO. Kromě otáček dále zobrazuje aktuální tahovou sílu a rychlost traktoru. Tahový výkon a prokluz kol je dopočítáván. Na přístroji lze nastavit i tzv. průměrování naměřených hodnot po dobu 8, 12, 16 a 20 sekund. Rychlost traktoru je měřena pomocí pátého kola umístěného na zatěžovacím vozidle. Při zkouškách nebylo prováděno měření spotřeby paliva. Tabulky naměřených hodnot tahových vlastností pro pohon 4K4 a 4K2 jsou uvedeny v části 12 PŘÍLOHY. Obr. 4.2 - Souprava traktoru Forterra HSX 120 a zatěžovacího vozidla Tatra 815 (Zetor Tractors) 26

Obr. 4.3 Tahový snímač Höttinger pro měření tahové síly (Zetor Tractors) Obr. 4.4 Snímač otáček připojený ke koncovce VH (Zetor Tractors) Obr. 4.5 Přípojný bod tažné tyče v tažné liště traktoru (Zetor Tractors) Obr. 4.6 Páté kolo pro měření skutečné pojezdové rychlosti (Zetor Tractors) 4.3 Metodika hodnocení tahových vlastností pohonu 4K4 a 4K2 4.3.1 Výpočtové vztahy tahových vlastností Pří tahových zkouškách kolových traktorů se poloha připojovacího zařízení (výška osy tahu nad povrchem dráhy), z důvodu zachování řiditelnosti, stanoví podle vzorce: (ČSN 30 0415, čl. 51.) 0,8* W * L H max = [m] F T max kde: H max je statická výška osy tahu nad povrchem dráhy [m] W L je statické zatížení dráhy předními koly [N] je rozvor kol traktoru [m] F T max je maximální tahová síla [N] 27

Výpočet základních tahových ukazatelů se stanoví podle vzorců: (ČSN 30 0415, čl. 54.) Průměrná tahová síla traktoru (F T ) F So F *ds To O T = [N] so kde: F To je okamžitá tahová síla [N] s o je dráha ujetá traktorem za dobu zkoušky [m] Skutečná rychlost jízdy traktoru (v p ): s v = o p *3,6 T [km*h-1 ] opkr kde: T opkr je doba trvání zkoušky [s] s o je dráha ujetá traktorem za dobu zkoušky [m] Průměrný tahový výkon (P T ): FT * v p PT = [kw] 3,6 *1000 kde: F T je průměrná tahová síla traktoru [N] v p je skutečná rychlost jízdy traktoru [km*h -1 ] Prokluz pojezdového ústrojí: n 0 δ = l *100 n [%] 0 kde: l je dráha ujetá na stejný počet otáček kola se zatížením [m] n o je počet otáček hnacího kola při jízdě bez zatížení [-] n o je počet otáček hnacího kola při jízdě se zatížením [-] Přepočtená tahová účinnost traktoru: PT max η Tu = *100 [%] P P T max P PTO PTO je maximální tahový výkon u daného rychlostního stupně [kw] je výkon motoru změřený přes PTO [kw] 28

4.3.2 Specifikace měření tahových vlastností Tahové vlastnosti traktorů bývají měřeny dle několika různých předpisů. Jedná se konkrétně o metodiky OECD Code 1 a 2, dále o ČSN 30 0415 - Zemědělské a lesnické traktory, metody zkoušení a o ČSN ISO 789-9 (300449) Zemědělské traktory, zkušební metody - část 9. Pro měření stanovují výše uvedené předpisy několik důležitých požadavků, například: teplota vzduchu při měření na zkušební dráze musí být 20 C ± 15 C, povrch pro měření kolových traktorů musí být čistý, vodorovný a suchý beton, nebo asfalt s minimálním počtem spojů, na začátku zkoušky musí být výška běhounu pneumatik alespoň 65 % nových pneumatik, páka regulace plynu musí být v maximální poloze, osa tahu musí být vodorovná, maximální povolený prokluz kol na betonovém povrchu je 15 % a na pozemcích 30 %, před zahájením a po ukončení tahových zkoušek musí být změřeny regulátorové charakteristiky na PTO, mechanizmy a zařízení nepřenášející výkon a které nemusí být během zkoušek v činnosti musí být vypnuty nebo musí pracovat s minimálním zatížením. 4.3.3 Postup vyhodnocení tahových vlastností 4K4 a 4K2 Z dodaných materiálů z měření tahových vlastností traktoru Zetor Forterra HSX 120, které jsou uvedeny v části 12 PŘÍLOHY, byly provedeny následující analýzy. Pro účely provedení komparace tahové síly byly pro každý převod pohonu 4K4 i 4K2 vybrány z tabulek vhodné hodnoty tahové síly při srovnatelném prokluzu hnacích kol do 15 %. Pro komparaci tahového výkonu pro každý převod obou pohonů byly z tabulek vybrány maximální hodnoty tahového výkonu. Tyto hodnoty tahové síly a tahového výkonu byly tabelárně zpracovány a mezi sebou komparovány v tabulkách v části 5.2. Z komparovaných hodnot byly ve stejné části vytvořeny grafy. 29

Pro provedení podrobnější analýzy diference tahových vlastností pohonu 4K4 a 4K2 byl vybrán převodový stupeň 4 Lo H, kde byla zjištěná největší diference tahové síly mezi oběma pohony. Zde byla provedena komparace tahové síly, tahového výkonu při srovnatelném prokluzu (do 15 % na betonovém povrchu dle příslušných norem). Diference hodnot byla vyhodnocena jak číselně, tak procentuálně. Současně byl také proveden výpočet tahové účinnosti vztažený k měření výkonu motoru při měření VRCH přes PTO. Komparace převodu 4 Lo H pohonu 4K4 a 4K2 byla pro lepší znázornění provedena i graficky. V části 12 PŘÍLOHY byly ze získaných tabulek sestrojeny grafy tahových charakteristik všech měřených převodů jak pro oba pohony 4K4 i 4K2. 30

5 VÝSLEDKY 5.1 Tabulka pojezdových rychlostí a pilové diagramy Výsledky provedených výpočtů převodových poměrů a pojezdových rychlostí pro jízdu vpřed, jsou uvedeny v tabulce 5.1. Žlutě jsou vyznačeny převody tzv. polních rychlostí v rozmezí 4 až 12 km.h -1. Jednotlivé stupně násobiče točivého momentu jsou značeny písmeny L, M, H a stupně redukce jsou značeny symboly Lo a Hi (Zetor, 2013). Tab. 5.1 Převodové poměry a pojezdové rychlosti převodovky Forterra HSX Převodový stupeň Redukce Násobič Mt Celkový převod i c Teoretická rychlost v t [ - ] [km.h -1 ] L 388,268 1,752 1 Lo M 335,687 2,026 H 290,086 2,344 L 285,907 2,379 2 Lo M 247,188 2,751 H 213,608 3,184 L 200,605 3,390 3 Lo M 173,439 3,921 H 149,878 4,538 L 141,961 4,791 4 Lo M 122,736 5,541 H 106,063 6,412 L 99,166 6,858 5 Lo M 85,736 7,932 H 74,089 9,179 L 93,910 7,242 1 Hi M 81,193 8,376 H 70,163 9,693 L 69,152 9,835 2 Hi M 59,787 11,375 H 51,665 13,163 L 48,520 14,017 3 Hi M 41,950 16,212 H 36,251 18,761 31

4 Hi 5 Hi L 34,336 19,807 M 29,686 22,909 H 25,653 26,511 L 23,985 28,355 M 20,737 32,796 H 17,920 37,952 Z tabulky je patrné, že traktor Zetor Forterra HSX 120 má v oblasti rychlostí 4 až 12 km.h -1 celkem 12 převodových stupňů, z toho 7 v převodovce redukované a 5 v silniční. Z těchto uvedených rychlostí nebyly v rámci měření tahové charakteristiky měřeny dvě rychlosti při zařazeném převodu 2 Hi (při zařazeném násobiči točivého momentu v poloze L a M) a to z důvodu nízkého celkového převodu. Otáčky motoru se při těchto převodech dostávají již pod hranici maximálního točivého momentu a naměřená maximální tahová síla výrazně klesá. Dále byly sestrojeny dva pilové diagramy pro grafické znázornění odstupňování jednotlivých převodů pro silniční a redukované rychlosti. Pilové diagramy převodových rychlostních stupňů byly počítány pro pneumatiky Mitas RD-01 460/85R38 s poloměrem zadního hnacího kola 0,82 m při otáčkách motoru 2200 min -1. Obr. 5.1 Pilový diagram převodovky Forterra HSX pro silniční rychlosti Hi 32

Obr. 5.2 Pilový diagram převodovky Forterra HSX pro redukované rychlosti Lo Analýzou pilových diagramů bylo zjištěno, že řadící otáčky při řazení hlavních mechanicky řazených sousedních převodů (v grafech označeny červeně) neklesnou ani v rozsahu silničních ani v rozsahu redukovaných pod 1500 min -1. Z měření parametrů motoru přes PTO uvedeného v části 12 PŘÍLOHY je patrné, že maximální točivý moment motor dosahuje už při otáčkách 1350 min -1. Z toho vyplývá, že odstupňování jednotlivých převodových stupňů převodovky je vyhovující a motor má při přeřazování na vyšší převodovou rychlost dostatečný točivý moment. V horní části pilového diagramu nad jednotlivými přímkami převodových stupňů lze spatřit plochy ve tvaru pravoúhlých trojúhelníků. Tyto plochy vyznačují oblast, ve které traktor nelze provozovat z důvodu omezení mechanické převodovky. Velikost těchto ploch částečně zmenšují převody řazené pod zatížením pomocí násobiče točivého momentu (v grafech označeny modře). Z toho lze odvodit, že čím více převodových stupňů převodovka má, tím lze lépe využít vhodných otáček a výkonu motoru, při zachování požadované pojezdové rychlosti. Toto má přímý vliv na spotřebu paliva. 33

5.2 Komparace jednotlivých převodů při pohonu 4K4 a 4K2 5.2.1 Komparace tahové sily 4K4 a 4K2 při srovnatelném prokluzu Pro provedení komparace jednotlivých převodů obou pohonů byly použity veličiny naměřené: otáčky motoru, skutečná rychlost, tahová síla a veličiny vypočtené: tahový výkon a prokluz hnacích kol. Pro zjištění diference tahové síly pohonů 4K4 a 4K2 byly použity hodnoty tahové síly při srovnatelném prokluzu hnacích kol do maximální limitní hodnoty 15 %. Výsledky analýz a komparací byly zpracovány tabelárně i graficky. Tab. 5.2 Tabulka komparace tahové síly jednotlivých převodů při pohonu Otáčky motoru 4K4 a 4K2 a při stejném prokluzu Skutečná rychlost Tahová síla Tahový výkon Prokluz kol Diference tahové síly 4K4 a 4K2 Pohon Převod n m v p F T P T F T [min -1 ] [km.h -1 ] [kn] [kw] [%] [kn] 4 K 4 2240 4,01 47,755 55,53 15,46 3 Lo H 4 K 2 2290 4,05 31,870 35,89 15,41 15,89 4 K 4 2190 4,19 48,922 56,89 15,05 4 Lo L 4 K 2 2280 4,27 33,272 39,42 15,61 15,65 4 K 4 2120 5,00 45,304 62,92 10,48 4 Lo M 4 K 2 2250 5,20 32,791 47,39 11,51 12,51 4 K 4 1750 4,51 48,844 61,21 14,43 4 Lo H 4 K 2 2250 5,73 31,428 50,04 14,15 17,42 4 K 4 1610 4,56 48,746 61,70 14,03 5 Lo L 4 K 2 2240 6,14 31,919 54,47 14,82 16,83 4 K 4 1380 4,63 46,284 59,49 14,23 5 Lo M 4 K 2 2200 6,84 30,114 57,25 15,25 16,17 4 K 4 1360 5,44 39,499 59,67 7,56 5 Lo H 4 K 2 2240 7,63 27,800 58,90 7,24 11,70 4 K 4 1440 4,21 48,883 57,11 14,79 1 Hi L 4 K 2 2240 6,52 32,213 58,36 14,00 16,67 4 K 4 1405 5,06 43,872 61,62 9,40 1 Hi M 4 K 2 2180 7,66 30,153 64,16 9,03 13,72 4 K 4 1420 5,60 39,224 61,1 12,09 1 Hi H 4 K 2 2030 8,00 30,447 67,6 12,27 8,78 34

Nejvyšší tahová síla pohonu 4K4 i 4K2 byla naměřena u převodu 4 Lo L. Pro pohon 4K4 činí hodnota této síly 48,922 kn a pro pohon 4K2 je to hodnota 33,272 kn. Obr. 5.3 - Graf komparace dosažené tahové síly jednotlivých převodů při pohonu 4K4 a 4K2 a prokluzu kol 15 % Při komparaci obou pohonů je patrná největší diference tahové síly u převodu 4 Lo H, kde její hodnota činí 17,415 kn ve prospěch pohonu 4K4. Obr. 5.4 - Graf diference tahové síly jednotlivých převodů při pohonu 4K4 a 4K2 a prokluzu kol 15 % 35

Při vzájemné komparaci obou pohonů byla také zjištěna velká diference v otáčkách motoru, která je při prokluzu hnacích kol oscilujícího kolem 15 %, nejvíce znatelná u převodu 5 Lo M. U pohonu 4K4 došlo k limitnímu prokluzu kol u otáček motoru 1380 min -1, zatímco u pohonu 4K2 došlo k limitnímu prokluzu kol už u otáček motoru 2200 min -1. Otáčky motoru přímo ovlivňují množství spotřebovaného paliva, což je patrné z měření VRCH přes PTO uvedeného v části 12 PŘÍLOHY. Diference spotřeby paliva mezi otáčkami 2200 min -1 a otáčkami 1380 min -1 je až 4,5 kg.h -1. Hodnoty tahového výkonu, při maximální tahové síle, nebyly komparovány. 5.2.2 Komparace maximálního tahového výkonu pohonů 4K4 a 4K2 Pro komparaci maximálního tahového výkonu jednotlivých převodů obou pohonů byly opět použity naměřené veličiny: otáčky motoru, skutečná rychlost a veličiny vypočtené: tahový výkon, prokluz hnacích kol a tahová účinnost. Tyto veličiny byly tabelárně a následně také graficky zpracovány. Tahová účinnost je vztažena k nejbližším otáčkám motoru při měření výkonu přes PTO. Tab. 5.3 Tabulka komparace maximálních tahových výkonů při pohonu 4K4 a 4K2 Pohon Převod Otáčky motoru Skutečná rychlost Tahový výkon Prokluz kol Tahová účinnost Diference tahového výkonu 4K4 a 4K2 n m v p P T η Tu P T [min -1 ] [km.h -1 ] [kw] [%] [%] [kw] 4 K 4 2250 4,50 58,68 9,5 89,59 3 Lo H 4 K 2 2310 4,29 36,40 11,4 79,48 22,28 4 K 4 2210 4,41 58,99 11,3 80,70 4 Lo L 4 K 2 2280 4,27 39,42 15,6 86,07 19,57 4 K 4 2120 5,00 62,92 10,5 82,68 4 Lo M 4 K 2 2260 5,37 48,08 9,0 73,40 14,84 4 K 4 1970 5,45 65,22 8,1 84,81 4 Lo H 4 K 2 2250 5,73 50,04 14,2 76,40 15,18 4 K 4 2080 6,29 68,02 8,1 89,38 5 Lo L 4 K 2 2240 6,14 54,47 14,8 83,16 13,56 4 K 4 1920 6,79 68,81 9,5 89,71 5 Lo M 4 K 2 2220 7,35 59,38 9,8 81,23 9,43 4 K 4 1900 7,83 70,03 4,8 91,30 5 Lo H 4 K 2 2100 8,26 65,63 8,1 86,24 4,40 36

4 K 4 2050 6,67 73,09 5,1 95,54 1 Hi L 4 K 2 2240 6,52 58,36 14,0 89,10 4 K 4 2000 7,63 71,16 4,0 92,66 1 Hi M 4 K 2 2180 7,66 64,16 9,0 87,77 4 K 4 1900 8,00 70,39 6,3 91,77 1 Hi H 4 K 2 2080 8,91 69,22 4,6 90,96 14,73 7,00 1,16 Z komparovaných hodnot vyplývá, že nejvyššího maximálního tahového výkonu 73,09 kw bylo dosaženo při pohonu 4K4 u převodu 1 Hi L v otáčkách motoru 2050 min -1. Zatím co u pohonu 4K2 bylo maximálního tahového výkonu 69,22 kw dosaženo u převodu 1 Hi H v otáčkách motoru 2080 min -1. Největší diference maximálních tahových výkonů mezi uvedenými pohony byla zjištěna u převodu 3 Lo H a to 22,28 kw. Tahová účinnost traktoru se pohybuje v rozmezí od 73,40 % do 95,54 %. Nižší hodnoty tahové účinnosti jsou zjištěny u pohonu 4K2. V grafickém zpracování je provedena nejprve komparace maximálního tahového výkonu jednotlivých převodů pro pohon 4K4 a 4K2 a následně jsou pak vyjádřeny konkrétní diference maximálních tahových výkonů jednotlivých převodů pro oba pohony. 80 Maximální dosažený tahový výkon pohonů 4K2 a 4K4 Pohon 4K2 Pohon 4K4 Maximální tahový výkon [kw] 70 60 50 40 30 20 36,40 kw 58,68 kw 39,42 kw 58,99 kw 48,08 kw 62,92 kw 50,04 kw 65,22 kw 54,47 kw 68,02 kw 59,38 kw 68,81 kw 65,63 kw 70,03 kw 58,36 kw 73,09 kw 64,16 kw 71,16 kw 69,22 kw 70,39 kw 10 0 3 Lo H 4 Lo L 4 Lo M 4 Lo H 5 Lo L 5 Lo M 5 Lo H 1 Hi L 1 Hi M 1 Hi H Převod Obr. 5.5 - Graf komparace maximálního dosaženého tahového výkonu jednotlivých převodů při pohonu 4K4 a 4K2 37

25 Diference maximálních tahových výkonů pohonů 4K2 a 4K4 Tahovy výkon [kw] 20 15 10 5 0 22,28 kw 3 Lo H 19,57 kw 4 Lo L 14,84 kw 4 Lo M 15,18 kw 4 Lo H 13,56 kw 5 Lo L 9,43 kw 5 Lo M 4,40 kw 5 Lo H 14,73 kw 1 Hi L 7,00 kw 1 Hi M 1,16 kw 1 Hi H 5.3 Analýza vybraného převodu Převod Obr. 5.6 - Graf diference maximálního dosaženého tahového výkonu jednotlivých převodů při pohonu 4K4 a 4K2 K podrobnější analýze byl vybrán převod 4 Lo H, při kterém byla dosažena největší diference tahové síly mezi pohony 4K4 a 4K2. Zároveň byla na tomto převodu naměřena třetí nejvyšší tahová síla s pohonem 4K4 a šestá nejvyšší tahová síla s pohonem 4K2. Spočítaná teoretická rychlost pro tento převod pro otáčky 2200 min -1 byla 6,412 km.h -1. Diference tahových sil a tahových výkonů byla vypočtena jak numericky, tak procentuálně. Z tahového výkonu byla vypočtena tahová účinnost vztažená k měřeným hodnotám výkonu motoru při měření VRCH přes PTO. Poté byl pro převod 4 Lo H sestrojen graf tahových charakteristik pro oba pohony. 5.3.1 Pohon 4K4 Maximální tahová síla 48,844 kn byla naměřena v otáčkách motoru 1750 min -1, při prokluzu hnacích kol 14,43 %. Tomu odpovídal tahový výkon 61,21 kw. Maximální tahový výkon 65,46 kw byl naměřen v otáčkách motoru 2120 min -1, při prokluzu hnacích kol 6,05 %. Tomu odpovídala tahová síla 39,273 kn. 38

Měřený výkon na dynamometru přes PTO při otáčkách 1750 min -1 byl 75,8 kw a při otáčkách 2100 min -1 byl 76,1 kw. Z toho spočítaná tahová účinnost pro tahový výkon 61,21 kw při maximální tahové síle je 80,75 % a tahová účinnost pro maximální tahový výkon 65,46 kw je 86,02 %. 5.3.2 Pohon 4K2 Maximální tahová síla 31,428 kn byla naměřena v otáčkách motoru 2250 min -1, při prokluzu hnacích kol 14,15 %. Tomu odpovídal tahový výkon 50,04 kw, který byl současně největším naměřeným tahovým výkonem Měřený výkon na dynamometru přes PTO v při otáčkách 2250 min -1 byl 65,5 kw. Z toho spočítaná tahová účinnost pro tahový výkon 50,04 kw je 76,40 %. 5.3.3 Komparace pohonů 4K4 a 4K2 Při vzájemné komparaci tahových vlastností pohonu 4K4 a 4K2 při zařazeném převodu 4 Lo H bylo zjištěno, že při pohonu 4K4 je dosaženo o 17,416 kn, tj. o 55,41 % vyšší maximální tahové síly než při pohonu 4K2 při srovnatelném prokluzu hnacích kol. Naměřené hodnoty uvedené v tabulce 5.4 vyjadřují velkou diferenci otáček motoru obou pohonů při dosažení podobného prokluzu hnacích kol. Limitní prokluz hnacích kol je u pohonu 4K2 dosažen v otáčkách motoru 2250 min -1, zatímco u pohonu 4K4 je to v otáčkách motoru 1750 min -1. Tab. 5.4 - komparace tahové síly pohonu 4K4 a 4K2 Pohon při prokluzu kol 15 % pro převod 4 Lo H Otáčky motoru Tahová síla Prokluz kol Diference tahových síl 4K4 a 4K2 n m F T F T [min -1 ] [kn] [%] [kn] [%] 4K4 1750 48,844 14,43 4K2 2250 31,428 14,15 17,416 55,41 Při komparaci maximálních dosažených tahových výkonů má pohon 4K4 o 15,42 kw, tj. o 30,81 % vyšší tahový výkon než pohon 4K2. Toto je částečně 39

způsobeno i různými otáčkami motoru. Dle měření motoru přes PTO je diference výkonu mezi otáčkami 2250 a 2100 min -1 9,4 kw Pohon Tab. 5.5 komparace maximálních hodnot tahového výkonu Otáčky motoru pohonu 4K4 a 4K2 pro převod 4 Lo H Tahový výkon Prokluz kol Výkon PTO Tahová účinnost Pro názornost byl vytvořen graf závislosti tahové síly na prokluzu hnacích kol a tahovém výkonu pro oba komparované pohony. Z grafu lze vyčíst, že prokluz hnacích kol u pohonu 4K2 nastává dříve než u pohonu 4K4. Tímto také dosahuje pohon 4K2 nižších tahových sil a nižších tahových výkonů než pohon 4K4. Diference tahových výkonů 4K4 a 4K2 n m P T P PTO η Tu P T [min -1 ] [kw] [%] [kw] [%] [kw] [%] 4K4 2120 65,46 6,05 76,1 86,02 4K2 2250 50,04 14,15 65,5 76,40 15,42 30,81 Obr. 5.7 - Tahová charakteristika traktoru Zetor Forterra HSX 120 komparace pohonu 4K4 a 4K2 při převodu 4 Lo H 40

6 ZÁVĚR Bakalářská práce na téma Hodnocení tahových vlastností traktoru Zetor s pohonem 4K4 a 4K2 je koncipována do dvou hlavních částí. První část se zabývá současným stavem a popisem jednotlivých stěžejních částí traktoru a druhá praktická část je věnována výpočtům převodových poměrů, teoretických pojezdových rychlostí, konstrukcí pilových diagramů, popisu metodiky hodnocení a následné analýze tahových vlastností a komparaci získaných dat. Z provedených analýz je patrné, že traktor s pohonem 4K4 disponuje oproti pohonu 4K2 vyšší tahovou silou při srovnatelném prokluzu hnacích kol. U šesti z deseti komparovaných převodů byla zjištěna diference tahové síly vyšší než 15 kn. U dalších tří převodů byl vyšší než 11 kn. Tato zjištěná skutečnost výrazně zvyšuje užitnou hodnotu traktoru s pohonem 4K4. Největší diference tahové síly byla zjištěna u převodu 4 Lo H. Detailnější analýzou uvedeného převodu byla spočítána diference tahových sil mezi pohony 4K2 a 4K4 na 17,415 kn, což je v procentuálním vyjádření o 55,41 % vyšší tahová síla pohonu 4K4. Při komparaci tahového výkonu byl zjištěn velký rozptyl komparovaných hodnot, způsobený diferencí otáček motoru při dosaženém maximálním výkonu. Nejvyšší zjištěná diference tahového výkonu při stejném převodu byla až 22,28 kw. U analyzovaného převodu 4 Lo H byla diference maximálních tahových výkonů 15,42 kw což je v procentuálním vyjádření o 30,81 % vyšší tahový výkon pohonu 4K4. Dále bylo zjištěno, že při pohonu 4K4 lze traktor při plném zatížení vzhledem k vyšší trakci hnacích kol provozovat při nižších otáčkách motoru, v oblasti nižší měrné i hodinové spotřeby. U pohonu 4K2 nastává prokluz hnacích kol podstatně dříve, tj. ve vyšších otáčkách motoru a nelze tak využít nejen vyšší točivý moment motoru v nižších otáčkách, ale motor také pracuje v oblasti vysokých spotřeb paliva. Zjištěná vyšší užitná hodnota traktoru s pohonem 4K4 je ovšem spojena s větší pořizovací cenou. Například u traktorů Zetor může být jejich cena vyšší až o 120.000 Kč (Zetor). V případě převážného použití traktoru pro zemědělskou výrobu je vzhledem k efektivitě práce i ekonomické stránce vhodnější traktor s pohonem 4K4. Traktor s pohonem 4K2 je vhodné využívat pro provoz v dopravě a pro činnosti technických služeb. Zde se pohon 4K4 jeví jako nadstandardní a to jak z technického tak i ekonomického hlediska. 41

7 SEZNAM POUŽITÉ LITERATURY 7.1 Použitá literatura 1. ZETOR Dokumentačně propagační oddělení: Návod k obsluze a údržbě FORTERRA HSX. Číslo publikace: 222.212.698. 3.-100-2013. Brno, 2013. 242 s. 2. BAUER, F., a kolektiv: Traktory a jejich využití. 2. vydání. Praha: Profi Press s.r.o., 2013, 224 s., ISBN 978-80-86726-52-6. 3. JAN, Z., ŽDÁNSKÝ, B., ČUPERA, J.: Automobily (2) převody. Brno: Avid, spol. s r.o., 2011, 155 s. ISBN 978-80-87143-21-6. 4. ŠMERDA, T., ČUPERA, J., FAJMAN, M.: Vznětové motory vozidel: biopaliva, emise, traktory. 1. vyd. Brno: CPress, 2013, 136 s. Auto-moto-profi (CPress). ISBN 978-80-264-0160-5. 5. VLK, F.: Převody motorových vozidel. 1. vyd. Brno: vydavatelství prof.ing.f.vlk, DrSc, 2006, 371 s. ISBN 80-239-6463-1. 6. HROMÁDKO, J.: Spalovací motory: komplexní přehled problematiky pro všechny typy technických automobilních škol. 1. vyd. Praha: Grada, 2011, 296 s. ISBN 978-80-247-3475-0. 7. MITAS A.S., Zemědělské pneumatiky: Technické informace 12. vydání. Praha, 2013. 7.2 Elektronické zdroje 1. Traktor už není jednoduchým strojem. PERNIS, P. Agroweb.cz - zemědělský zpravodajský server [online]. 2009 [cit. 2013-10-04]. Dostupné z: http://www.agroweb.cz/traktor-uz-neni-jednoduchym-strojem s405x34317.html 2. Turbo s proměnnou geometrií lopatek VGT. TipCars [online]. 2005 [cit. 2013-12- 18]. Dostupné z: http://www.tipcars.com/magazin-turbo-s-promennou-geometriilopatek-vgt-1082.html 42

3. Eminox - Non-Road Systems. Eminox [online]. 2010 [cit. 2013-10-08]. Dostupné z: http://www.eminox.com/non-road-systems/ 4. Nová bezstupňová převodovka VOBOSYSTÉM s.r.o. VOBOSYSTÉM s.r.o. - prodej a servis zemědělských, komunálních a stavebních strojů [online]. 2011 [cit. 2013-11-02]. Dostupné z: http://www.vobosystem.cz/novinky/nova-bezstupnovaprevodovka 8 SEZNAM POUŽITÝCH SYMBOLŮ A ZKRATEK Označení Jednotka Název F T N průměrná tahová síla F T max N maximální tahová síla F To N okamžitá tahová síla F T N diference tahové síly H max m statická výška osy tahu nad povrchem dráhy i - převodový poměr i n1 - převodový poměr prvního stupně násobiče Middle i n2 - převodový poměr druhého stupně násobiče Low i c - celkový převod L m rozvor kol traktoru l m dráha ujetá na stejný počet otáček kola se zatížením Mt N.m točivý moment Mt PTO N.m točivý moment motoru přes vývodový hřídel m pe g.kw -1.h -1 měrná spotřeba motoru n m min -1 otáčky motoru n k min -1 otáčky kola n o - počet otáček hnacího kola při jízdě se zatížením n o - počet otáček hnacího kola při jízdě bez zatížení P PTO W výkon motoru přes vývodový hřídel P T W průměrný tahový výkon P T max W maximální tahový výkon u daného rychlostního stupně P T W diference tahového výkonu 43

Q kg.h -1 hodinová spotřeba motoru s o m dráha ujetá traktorem za dobu zkoušky T opkr s doba trvání zkoušky v p km.h -1 skutečná rychlost jízdy traktoru v t km.h -1 teoretická rychlost jízdy traktoru W N statické zatížení dráhy předními koly z 1 - počet zubů hnacího kola z 2 - počet zubů hnaného kola z c - počet zubů centrálního kola z k - počet zubů korunového kola z n1 až z n4 počty zubů kol předlohového soukolí % prokluz hnacích kol η Tu % tahová účinnost traktoru Označení Název 4K2 4K4 CDPF CO x CNH CVT CVX DEF DOC DPF DSG EGR FPT HC zadní náprava hnací a přední náprava hnaná zadní i přední nápravy hnací filtr pevných částic s předřazeným oxidačním katalyzátorem (Catalyzed Diesel Particulate Filter) oxidy uhlíku (Carbonous Oxides) koncernový výrobce traktorů Case - New Holland diferenciální hydrostatická převodovka (Continously Variable Transmission) převodovka traktorů CASE s plynulou změnou převodového poměru (Continously Variable Transaxle) kapalina obsahující močovinu (Diesel Exhaust Fluid, AdBlue) dieselový oxidační katalyzátor (Diesel Oxidation Catalyst) filtr pevných částic (Diesel Particulate Filter) převodovka řazená pod zatížením pomocí dvou spojek (Direct Shift Gear či Direkt Schalt Getriebe) recirkulace výfukových plynů (Exhaust Gas Recirculation) italská společnost vyrábějící i traktorové motory (Fiat Powertrain Technologies) nespálené uhlovodíky (Hydrocarbon) 44

HSX NO x OECD PM PTO SCR SISU STAGE IIIA/IIIB/IV TTV VGT VRCH Lo L Lo M Lo H Hi L Hi M Hi H označení traktoru Zetor Forterra s hydraulickou pojezdovou reverzační dvojspojkou oxidy dusíku (Nitrogen oxides) Organizace pro hospodářskou spolupráci a rozvoj (Organisation for Economic Co-operation and Development) pevné prachové částice (Particulate Matter) vnější vývodový hřídel (Power Take-Off) selektivní katalytická redukce (Selecive Catalytic Reduction) finská společnost vyrábějící i traktorové motory emisní limity dle direktivy ES 2000/25/ES modelová řada traktorů Deutz Fahr s převodovkou s úplným řazením pod zatížením turbodmychadlo s proměnnou geometrií lopatek (Variable Geometry Turbocharger) vnější rychlostní charakteristika motoru redukované rychlosti - druhý stupeň násobiče (Low Low) redukované rychlosti - první stupeň násobiče (Low Middle) redukované rychlosti - bez násobiče (Low High) silniční rychlosti - druhý stupeň násobiče (High Low) silniční rychlosti - první stupeň násobiče (High Middle) silniční rychlosti - bez násobiče (High High) 45

9 SEZNAM TABULEK Tab. 4.1 Specifikace měřeného traktoru Zetor Forterra HSX Tab. 4.2 Rozložení hmotností traktoru Zetor Forterra HSX 120 Tab. 5.1 Převodové poměry a pojezdové rychlosti převodovky Forterra HSX Tab. 5.2 Tabulka komparace tahové síly jednotlivých převodů při pohonu 4K4 a 4K2 a při stejném prokluzu Tab. 5.3 Tabulka komparace maximálních tahových výkonů při pohonu 4K4 a 4K2 Tab. 5.4 Komparace tahové síly pohonu 4K4 a 4K2 při prokluzu kol 15 % pro převod 4 Lo H Tab. 5.5 Komparace maximálních hodnot tahového výkonu pohonu 4K4 a 4K2 pro převod 4 Lo H 10 SEZNAM OBRÁZKŮ Obr. 3.1 Tří pístové radiální vysokotlaké čerpadlo Obr. 3.2 Piezoelektricky řízený vstřikovač Obr. 3.3 Schéma regulace plnícího tlaku natáčením lopatek a statoru turbíny Obr. 3.4 Povolené limity emisního stupně STAGE IV dle 2000/25/ES Obr. 3.5 Pohled na jednotlivé kanálky na vstupu do DPF Obr. 3.6 Aktivní vstřikování paliva Obr. 3.7 Funkce jištěné synchronizace clonícím kroužkem Obr. 3.8 Dvoustupňový předlohový násobič Obr. 3.9 Soukolí planetového převodu Obr. 3.10 Schéma konstrukce CVT převodovky Obr. 3.11 CVX převodovka - neutrál Obr. 3.12 CVX převodovka - jízda vpřed na první stupeň Obr. 3.13 CVX převodovka - jízda vpřed na druhý stupeň Obr. 3.14 CVX převodovka - jízda vzad Obr. 4.1 Schéma převodů traktoru Zetor Forterra HSX Obr. 4.2 Souprava traktoru Forterra HSX a zatěžovacího vozidla Tatra Obr. 4.3 Tahový snímač Höttinger pro měření tahové síly Obr. 4.4 Snímač otáček připojený ke koncovce VH 46

Obr. 4.5 Přípojný bod tažné tyče v tažné liště traktoru Obr. 4.6 Páté kolo pro měření skutečné pojezdové rychlosti Obr. 5.1 Pilový diagram převodovky Forterra HSX pro silniční rychlosti Hi Obr. 5.2 Pilový diagram převodovky Forterra HSX pro redukované rychlosti Lo Obr. 5.3 Graf komparace dosažené tahové síly jednotlivých převodů při pohonu 4K4 a 4K2 a prokluzu kol 15 % Obr. 5.4 Graf diference tahové síly jednotlivých převodů při pohonu 4K4 a 4K2 a prokluzu kol 15 % Obr. 5.5 Graf komparace maximálního dosaženého tahového výkonu jednotlivých převodů při pohonu 4K4 a 4K2 Obr. 5.6 Graf diference maximálního dosaženého tahového výkonu jednotlivých převodů při pohonu 4K4 a 4K2 Obr. 5.7 Tahová charakteristika traktoru Zetor Forterra HSX 120 komparace pohonu 4K4 a 4K2 při převodu 4 Lo H 11 SEZNAM PŘÍLOH Příloha 1 - Tahová charakteristika traktoru Zetor Forterra HSX 120 pohon 4K4 Příloha 2 - Tahová charakteristika traktoru Zetor Forterra HSX 120 pohon 4K2 Příloha 3 - Tabulka naměřených tahových vlastností pro pohon 4K4 Příloha 4 - Tabulka naměřených tahových vlastností pro pohon 4K2 Příloha 5 - Tabulka měření vnější rychlostní charakteristiky motoru přes PTO Příloha 6 - VRCH točivý moment motoru a výkon motoru přes PTO Příloha 7 - VRCH měrná a hodinová spotřeba přes PTO 47

12 PŘÍLOHY

Příloha 1 Tahová charakteristika traktoru Zetor Forterra HSX 120 pohon 4K4

Příloha 2 Tahová charakteristika traktoru Zetor Forterra HSX 120 pohon 4K2