Analýza vybraných technických parametrů traktorů ve výkonové kategorii motoru nad 180 kw

Mendelova univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav techniky a automobilové dopravy Analýza vybraných technických parametrů traktorů ve výkonové kategorii motoru nad 180 kw Diplomová práce Vedoucí práce: prof. Ing. František Bauer, CSc. Vypracoval: Bc. Petr Stypa Brno 2011

Zadání

PROHLÁŠENÍ Prohlašuji, že jsem diplomovou práci na téma Analýza vybraných technických parametrů traktorů ve výkonové kategorii motoru nad 180 kw vypracoval samostatně a použil jen pramenů, které cituji a uvádím v přiloženém seznamu literatury. Diplomová práce je školním dílem a může být použita ke komerčním účelům jen se souhlasem vedoucího diplomové práce a děkana Agronomické fakulty Mendelovy univerzity v Brně. dne. podpis studenta...

PODĚKOVÁNÍ Rád bych tímto poděkoval vedoucímu diplomové práce prof. Ing. Františku Bauerovi, CSc. za cenné rady, připomínky a veškerou pomoc poskytnutou při zpracování této diplomové práce.

ABSTRAKT Diplomová práce popisuje metodiku hodnocení vybraných parametrů traktorů, s největším zaměřením na motor traktorů. Práce je rozdělena do čtyř hlavních částí. První část obsahuje základní úvod do současného stavu v konstrukci traktorů a je pouze teoretická. Praktickou část tvoří další dvě sekce, které popisují metodiku hodnocení motoru, převodového ústrojí, hydraulického systému, ergonomie a tahových vlastností vybraných traktorů a podle této metodiky dosažené výsledky hodnocení. Závěrečná část hodnotí traktor, který se umístil nejlépe. Klíčová slova: motor, měrná spotřeba paliva, diferenciální hydrostatická převodovka. ABSTRACT My thesis will be describing both in method and an assessment for four selected tractors with a concentration on engine parameters. The thesis is split into four main parts. The first part involves both a basic introduction of current tractors and their construction. This is only a theoretical account. The practical part I composed by two other sections, one is describing the methods of engine assessment including gearing mechanisms, hydraulic systems, ergonomics and stress strain properties. The next section focuses on how these factors were all individually assessed and documented. The final section concludes which of the four tractors had the overall success depending on the variables assessed. Keywords: engine, specific fuel consumption, continuously variable transmission

OBSAH 1 ÚVOD......8 2 CÍL PRÁCE... 10 3 SOUČASNÝ STAV V KONSTRUKCI TRAKTORŮ.11 3.1 Nové trendy v konstrukci traktorů... 11 3.2 Motor... 12 3.2.1 Vstřikovací systém s tlakovým zásobníkem Common Rail... 14 3.2.2 Přeplňování... 15 3.2.3 Emise traktorových motorů... 16 3.3 Převodová ústrojí... 17 3.3.1 Traktorové převodovky... 147 3.3.1.1 Mechanické převodovky... 19 3.3.1.2 Hydrodynamické převodovky... 216 3.3.1.3 Diferenciální hydrostatické převodovky... 23 3.4 Podvozky... 24 3.4.1 Odpružení přední hnací nápravy... 26 3.4.2 Nezávislé odpružení přední hnací nápravy... 27 4 METODIKA HODNOCENÍ VYBRANÝCH PARAMETRŮ TRAKTORŮ.32 4.1 Metodika hodnocení parametrů motoru... 33 4.1.1 Hodnocení měrné spotřeby paliva při max. výkonu motoru... 33 4.1.2 Hodnocení převýšení točivého momentu... 34 4.1.3 Hodnocení poklesu otáček... 35 4.2 Metodika hodnocení převodového ústrojí... 36 4.3 Metodika hodnocení hydraulického systému... 37 4.3.1 Hodnocení max. výkonu hydrogenerátoru... 37 4.3.2 Hodnocení zvedacích sil tříbodového závěsu... 38 4.4 Metodika hodnocení ergonomie... 38 4.4.1 Hodnocení hlučnosti v kabině... 38 4.4.2 Druh odpružení přední nápravy... 38 4.5 Metodika hodnocení tahových vlastností... 40 4.5.1 Hodnocení tahového výkonu... 40 4.5.2 Hodnocení měrné spotřeby paliva při max. tahovém výkonu... 41 6

5 VÝSLEDKY HODNOCENÍ.....42 5.1 Výsledky hodnocení parametrů motoru... 43 5.1.1 Měrná spotřeba při max. výkonu motoru... 43 5.1.2 Převýšení točivého momentu... 44 5.1.3 Pokles otáček... 45 5.1.4 Celkové hodnocení parametrů motoru... 46 5.2 Výsledky hodnocení převodového ústrojí... 47 5.3 Výsledky hodnocení hydraulického systému... 47 5.4 Výsledky hodnocení ergonomie... 48 5.5 Výsledky hodnocení tahových vlastností... 49 5.5.1 Tahový výkon... 49 5.5.1.1 Průběh tahového výkonu a prokluzu kol... 50 5.5.2 Měrná tahová spotřeba při max. tahovém výkonu... 56 5.6 Celkové hodnocení... 58 6 ZÁVĚR.. 59 7 POUŽITÁ LITERATURA..61 8 SEZNAM OBRÁZKŮ...62 7

1 ÚVOD Zemědělství patří k významným odvětvím světového průmyslu. Důležitou složkou zemědělské mechanizace jsou mobilní energetické prostředky, za jejichž nejpodstatnějšího zástupce dnes můžeme považovat traktor. V dnešní době, kdy jsou kladeny stále větší požadavky na výkonnost, přesnost, spolehlivost, komfort a automatizaci, dochází k zásadním změnám také v konstrukci traktorů. Technické vybavení traktorů propojené stále více s elektronikou klade samozřejmě také vyšší nároky na obsluhu a organizaci. Je potřeba zvážit, kde bude moderní traktor pracovat a za jakých podmínek, aby špatným provozem nebo špatnou údržbou nedocházelo ke zvyšujícím se nákladům zemědělce. Jak již bylo řečeno, došlo v posledních letech k významným změnám na funkčních částech traktorů. Moderní motory dosahují stále vyšších výkonů při nižší měrné spotřebě paliva, lepší tepelné účinnosti a nižším obsahem emisí ve výfukových plynech. Současné traktory dávají na výběr z celé řady převodovek. K nejpoužívanějším patří mechanická převodovka s násobičem točivého momentu, dále tzv. převodovka Power Shift, což je převodovka se stupni řazenými pod zatížením a převodovka hydrostatická CVT s plynulou změnou převodových stupňů. Většina převodovek, které se dnes používají je ovládána pomocí elektronických členů, které udržují motor v nastavených otáčkách i při změně zatížení. Za nosnou část traktoru se považuje podvozek a stále více se využívá rámové konstrukce, což způsobuje rostoucí zatížení předního a zadního tříbodového závěsu nářadím. Tato konstrukce je výhodnější, než starší řešení, kdy nosnou funkci plnila skříň motoru a převodovky. Poháněná přední náprava je v dnešní době již také nepostradatelná, protože výrazně zlepšuje tahové vlastnosti traktoru. Zvyšující se rychlost prostředků vede výrobce k řešení odpružení přední nápravy, která zajišťuje stálý kontakt s podložkou, zvyšuje tahové vlastnosti a komfort jízdy. 8

Zavádění elektrohydraulických systémů mají na svědomí stále se zvyšující požadavky na výkonnost, přesnost, spolehlivost a stupeň automatizace traktorů. Hydraulický systém se skládá z vnějšího okruhu, který může mít až šest párů rychlospojek a vnitřního okruhu, který ovládá regulaci tříbodového závěsu. Systém elektrohydraulické regulace obsahuje systémy na regulaci polohy, regulaci tažné síly, smíšenou regulaci, regulaci na mezní prokluz a tlakovou regulaci. 9

2 CÍL PRÁCE Cílem diplomové práce bylo vypracovat metodiku hodnocení vybraných technických parametrů traktorů ve výkonové kategorii nad 180 kw. Hodnoceny byly hlavní funkční části traktorů. Tzn. motor, převodová ústrojí, hydraulický systém, tahové vlastnosti a ergonomie. Parametry těchto vybraných traktorů byly tabulkově a graficky zpracovány a vyhodnoceny. V závěru byl uveden a popsán traktor, který získal nejlepší ohodnocení. 10

3 SOUČASNÝ STAV V KONSTRUKCI TRAKTORŮ 3.1 Nové trendy v konstrukci traktorů V posledních letech se do výroby traktorů začala prosazovat nová technická řešení. Znatelné technické změny se týkají zejména těchto oblastí: Přeplňované vznětové motory s mezichladičem nasávaného vzduchu Motory s převýšením točivého momentu 40 50% Ventily EGR (Exhaust Gas Recirculation) VGT (Variable Geometry Turbocharakter) - proměnlivá geometrie lopatek turbodmychadla Několikastupňové řazení pod zatížením Digitální přenos signálu (CAN Bus) Hydraulika Load Senzing Částečně programovatelné operace (otáčení na souvrati) Automatické řazení v závislosti na zatížení motoru Odpružená přední poháněná náprava Nárůst pojezdové rychlosti na 50 1 km h Rostoucí komfort kabiny s klimatizací (Bauer, F., 2000) Obr. č. 3.1 Traktor John Deere 8530 11

3.2 Motor U traktorů se v současné době používají téměř výhradně přeplňované čtyřdobé vznětové motory s přímým vstřikováním paliva (obr. 3.2), na které jsou kladeny následující požadavky: Trvalý provoz při maximálním výkonu Provoz při velkém kolísání zatížení (výkonnostní regulátor) Vysoké převýšení točivého momentu motoru Schopnost motoru pracovat v širokém rozmezí otáček s konstantním výkonem Nízká spotřeba paliva v provozní oblasti motoru Motor musí plnit předpisy EHK a směrnic ES/EHS a jejich aplikace na kategorie vozidel T dle požadavků zákonů a vyhlášek MDS (kouřivost, emise výfukových plynů, regulátor otáček, hladina vnějšího hluku) Možnost automatické regulace výkonu v závislosti na provozních parametrech traktoru Startovatelnost při nízkých teplotách Vysoká spolehlivost Snadná a rychlá diagnostika poruch Dlouhé servisní intervaly Vysoká životnost motoru (Bauer, F., 2006) Obr. č. 3.2 Moderní vznětový šestiválcový přeplňovaný traktorový motor 12

Hlavní pozornost je zaměřena na ekonomičnost provozu. Ta souvisí významně se snižováním měrné spotřeby paliva a s vhodným průběhem výkonových parametrů s ohledem na otáčky motoru. Pozornost je věnována především poměru maximálního a jmenovitého točivého momentu, kde moderní kvalitní motory vykazují hodnoty i přes 40 %. Nejvyšší točivý moment bývá kolem 70 % jmenovitých otáček a v oblasti 70 100 % jmenovitých otáček vykazuje výkon motoru konstantní hodnotu nebo dokonce i určité převýšení. Vývoj spalovacích motorů s těmito vlastnostmi si vyžádal řadu konstrukčních úprav v základní koncepci motoru. Jedná se především o úpravu klikového mechanizmu, spalovacího prostoru, rozvodového ústrojí, palivové soustavy a uplatnění přeplňování motoru. Dalším velmi významným faktorem, který zásadně ovlivnil a bude ovlivňovat i nadále vývoj traktorových motorů, je snižování jejich nepříznivých účinků na životní prostředí. Neustále jsou legislativně zvyšovány požadavky na limity emisí spalovacích motorů do okolního prostředí.. Rovněž se rozšiřuje spektrum sledovaných veličin. Vedle plynných emisí se jedná o emise hluku, chvění a vibrací, včetně minimalizace možnosti úniku provozních hmot. Proto přední výrobci traktorů řeší nové přístupy k činnosti vznětového motoru. Je to snaha u motorů s přímým vstřikováním paliva odstranit jeho některé nedostatky (např. tvrdý chod motoru a nepříznivé exhalace) aplikací příznivých vlastností vstřikování nepřímého. K tomuto řešení je však nutné uplatnit zcela nové principy palivové soustavy s neobvykle vysokými tlaky vstřikování paliva a řízení průběhu vstřiku s využitím elektroniky. Elektronicky ovládané čerpadlo přineslo značný pokrok v regulaci činnosti motoru, ale výše zmíněné požadavky splnit nedokáže. Kvalitativní změnu přinesly sdružené vstřikovače, umožňující dosahovat vstřikovacích tlaků až 200 MPa. Tyto mimořádně vysoké tlaky zajistí jemné a dokonalé rozprášení paliva, které je důležité pro požadované okysličení paliva při jeho hoření. Dalším neméně významným faktorem je možnost řízení požadovaného průběhu vstřiku elektromagnetickým ventilem. Pomalý začátek spalování, daný pilotním vstřikem, s následujícím postupným zvyšováním rychlosti hoření při hlavním vstřiku paliva napodobuje hoření u nepřímého vstřikování paliva. Důsledkem jsou nižší hodnoty emisí a měkčí chod motoru při vysoké účinnosti. 13

Dalším progresivním zdokonalením palivové soustavy vznětových motorů je systém Common Rail. (Pastorek, Z., 2002) 3.2.1 Vstřikovací systém s tlakovým zásobníkem Common Rail (viz. obr. č. 3.3) U vstřikovacího systému Common Rail je odděleno vytváření tlaku a vstřikování paliva. Princip činnosti je zřejmý z obrázku 3.3. Vstřikovací tlak je vytvářen vysokotlakým čerpadlem (1) nezávisle na otáčkách motoru a na vstřikované dávce. Palivo pro vstřikování je připraveno ve vysokotlakém zásobníku Railu (2). Vstřikovaná dávka je určena řidičem polohou pedálu, okamžik vstřiku a vstřikovací tlak jsou vypočteny z polí hodnot uložených v elektronické řídící jednotce. Vstřikování je realizováno vstřikovačem (4) na každém válci prostřednictvím elektromagneticky řízeného ventilu (3). Obr. č. 3.3 Princip systému Common Rail: 1 vysokotlaké čerpadlo, 2 tlakový zásobník paliva, 3 vysokotlaký elektromagnetický ventil, 4 vstřikovač, 5 vstřikovací tryska Vstřikovací systém s tlakovým zásobníkem nabízí větší flexibilitu při řešení vstřikování, než konvenční vačkou poháněné systémy: Široký rozsah použití (od motorů pro osobní automobily až po motory s výkonem 300 kw na válec) Vysoký vstřikovací tlak (až 140 MPa) Proměnný předvstřik Možnost rozděleni dávky na úvodní, hlavní a následný vstřik Přizpůsobení vstřikovacího tlaku provoznímu stavu motoru (Bauer, F., 2006) 14

3.2.2 Přeplňování U současných traktorových motorů je rozšířeným trendem přeplňování pomocí turbodmychadla. Turbodmychadlo má schopnost stlačit vzduch z okolní atmosféry a s vyšším tlakem ho přivést do spalovacího prostoru. Princip: turbodmychadlo částečně využívá výfukových spalin odvedených ze spalovacího prostoru do vedlejšího potrubí na lopatky turbíny. Spaliny s vysokou teplotou se opírají o lopatky turbíny a roztáčí turbínu dmychadla, která je uložena na společném hřídeli. Čerstvý nasátý vzduch, který je přiveden na vstupu dmychadla je pomocí vysokých otáček turbíny (až 120 000 n/min) přiveden do sacího potrubí, kde je pomocí mezichladiče ochlazen. Poté postupuje dále do sběrného sacího potrubí až k ventilům. Stále častěji se dnes používá dmychadlo s proměnlivou geometrií rozváděcích lopatek turbíny (viz obr. č. 3.4). Tato koncepce se označuje VGT (Variable Geometry Turbocharger). Jedná se o dmychadlo s řízením plnícího tlaku pomocí přestavování rozváděcích lopatek turbíny. Turbína má podtlakovou komoru s elektromagnetickým ventilem plnícího vzduchu. Při nízkých otáčkách má nasávaný vzduch nízký tlak a motor nižší výkon. Lopatky se tedy natočí tak, aby měl proud výfukových plynů menší průřez a tím větší rychlost - otáčky turbíny se zvýší. Docílíme navýšení tlaku v nízkých otáčkách a nárůstu točivého momentu motoru. Při vysokých otáčkách motoru se lopatky natočí tak, aby se průřez proudu výfukových plynů zvětšil a tím se snížily otáčky turbíny. Tímto je zachován stále relativně vysoký výkon motoru. Obr. č. 3.4 Schéma regulace plnícího tlaku natáčením lopatek tzv. koncepce VGT 15

3.2.3 Emise traktorových motorů Z důvodu ochrany životního prostředí je v posledních letech kladen stále větší důraz na snižování škodlivých emisí spalovacích motorů. Množství emisí, které vydává motor, závisí na jeho konstrukci, okamžitých provozních podmínkách, na složení spalované směsi a na chemickém složení paliva. Škodlivé emise vznikající při nedokonalém spalování jsou CO, HC a částice. Emise vznikající při vysokých teplotách za přebytku kyslíku, tj. NO X, jsou obsaženy ve výfukových plynech pouze v nesrovnatelně menších objemech než CO 2 a H 2 O. Avšak i toto relativně malé množství výrazně negativně ovlivňuje kvalitu ovzduší. Obsah škodlivých znečisťujících látek ve výfukových plynech je limitován právními předpisy. Maximální přípustné hodnoty se neustále snižují a vývoj konstrukce motorů a složení paliv se musí stále přizpůsobovat těmto změnám. Traktory a zemědělské stroje spadají pod normu EurEST, která vychází z normy Off Highway. Emisní limity v Evropské unii jsou pro jednotlivé skupiny vozidel určovány směrnicemi a direktivami Evropské komise. V EU nyní platí pro traktory a samojízdné stroje emisní norma EurEST II. Od června 2005 do října 2014 jsou postupně zaváděny stupně IIIA, IIIB a IV Obsah nežádoucích emisí traktorových motorů je v současné době snižován především dokonalejší přípravou směsi paliva se vzduchem a vytvořením příznivých podmínek pro dokonalé spalování (elektronické řízení vstřikování, vysoké vstřikovací tlaky, čtyři ventily na válec a přeplňování). Přebytek kyslíku ve spalovacím prostoru, vysoký tlak a teplota ale vedou k nárůstu emisí NO X. Pro snižování emisí oxidů dusíku se používá recirkulace spalin. Část spalin (asi 10 %) je z výfukového potrubí vedena přes chladič a ventil EGR (Exhaust Gas Recirculation) zpět do spalovacího prostoru (obr. 3.5). Ventil EGR reguluje podle zatížení motoru, nebo podle obsahu kyslíku ve výfukových plynech množství spalin přiváděných do plnícího vzduchu. Tím dochází ke snižování přebytku kyslíku ve spalovacím prostoru. Pomocí recirkulace spalin lze snížit emise NO X ve výfukových plynech až o 40 %. (Bauer, F., 2006) 16

Obr. č. 3.5 Recirkulace spalin pro snížení emisí NOx: 1 čistič vzduchu, 2 motor, 3 plnící potrubí, 4 ventil EGR, 5 chladič plnícího vzduchu, 6 chladič spalin, 7 turbodmychadlo, 8 výfukové potrubí 3.3 Převodová ústrojí Pod pojmem převodová ústrojí se rozumí všechna ústrojí spojující spalovací motor s koly hnacích náprav a vývodovým hřídelem traktoru. Dále ta, která uskutečňují přenos točivého momentu nebo jeho přerušení, změnu velikosti nebo smyslu. Spalovací motor a převodová ústrojí tvoří společně hnací ústrojí. Podle způsobu přenosu točivého momentu motoru lze rozdělit převodová ústrojí: Spojky (pro krátkodobé přerušování točivého momentu) Spojovací a kloubové hřídele (pro stálé spojení) Převodovky (pro změnu velikosti a smyslu točivého momentu) Rozvodovka, diferenciál (pro rozdělení hnacího momentu na levé a pravé kolo) Koncové převody (pro zvýšení převodového poměru před hnacím kolem) (Bauer, F., 2006) 3.3.1 Traktorové převodovky Převodovky v současnosti prochází asi největším technickým rozvojem. Jedná se především o aplikaci elektronických systémů na manuálně ovládané převody. Tímto odpadá závislost volby převodového stupně pouze na řidiči. Traktor by nepotřeboval převodovku za předpokladu, že by měl spalovací motor ideální otáčkovou charakteristiku. Pro točivý moment při konstantním výkonu platí, že: 17

Pe M T =, což je rovnice hyperboly. Průběh točivého momentu by musel být tedy ω hyperbolický (viz obr. 3.6a). Protože hnací síla motoru na hnacích kolech traktoru je přímo úměrná točivému momentu, musel by ideální průběh hnací síly motoru být také hyperbolický (viz. obr. 3.6b). Točivý moment skutečného motoru se od ideálního odlišuje. Proto musí být pro lepší využití výkonu motoru v celém rozsahu požadovaných rychlostí opatřen traktor převodovkou. Obr. č. 3.6 a ideální otáčková charakteristika spalovacího motoru, b ideální průběh hnacího výkonu motoru Kdyby byl traktor vybaven jen základním převodem (nejnižší převodový poměr) a maximálním potřebným převodem (nejvyšší převodový poměr), nebylo by možné v širokém rozsahu hnacích sil a pojezdové rychlosti využít dostatečně výkonu motoru (obr. 3.7a). Proto je nutné použít další převody (obr. 3.7b), kterými se podstatně zlepší využití výkonu motoru ve střední oblasti hnacích sil. Ideální případ rozdělení hnacích sil je podle hyperboly, kterou nelze dosáhnout stupňovým převodem. Ideálního rozdělení lze dosáhnout převodovkou s plynulou změnou převodového poměru (CVT), protože nabízí teoreticky nekonečný počet převodových poměrů mezi základním a maximálním převodem. Obr. č. 3.7 Vliv počtu převodových stupňů na ztrátové plochy a dva převodové stupně, b deset převodových stupňů 18

Ztrátová plocha vyjadřuje rozdíl mezi ideálním a skutečným odstupňováním. Ideální odstupňování je dosaženo při nekonečně velkém počtu převodových stupňů. Velikost ztrátové plochy se snižuje s rostoucím převýšením točivého momentu, plochou křivkou výkonu motoru a počtem převodových stupňů (viz obr. 3.8). Obr. č. 3.8 Vliv převýšení točivého momentu na velikost ztrátové plochy: a motor s malým převýšením točivého momentu, b motor s velkým převýšením točivého momentu (Bauer, F., 2006) 3.3.1.1 Mechanické převodovky Mechanické převodovky se u traktorů používají stále nejvíce zejména pro svoji poměrně vysokou účinnost, provozní spolehlivost a přijatelnou cenu. Jejich nedostatkem je omezená možnost využití výkonu motoru, jak můžeme vidět na obrázku č. 3.8. Konstrukční řešení traktorových převodovek bývá přizpůsobeno vysokému počtu rychlostních stupňů. Nejčastější koncepce je založena na kombinaci hlavní převodovky s převodovkou přídavnou, často označovanou jako skupinová nebo redukční. Hlavní převodovka bývá až šestistupňová a přídavná převodovka bývá dvou až pětistupňová. Další zvýšení rychlostních stupňů bývá docíleno přidáním dvoustupňového nebo třístupňového násobiče točivého momentu. (Pastorek, Z., 2002) Mechanické převodovky můžeme rozdělit na: Převodovky nemající žádný ze stupňů řazený při zatížení Převodovky s omezeným počtem stupňů řazených při zatížení Převodovky se všemi stupni řazenými při zatížení (Bauer, F., 2006) 19

a) Převodovky mechanické s omezeným počtem stupňů řazených při zatížení Patří mezi nejrozšířenější skupinu mechanických převodovek a jsou nabízeny pro všechny výkonové třídy traktorů. Největší rozšíření a možnosti výběru jsou u traktorů nižší až střední výkonové třídy, kde výrobci nabízí až tři typy pro modelovou řadu. Největší počet převodových stupňů řazených při zatížení dosahuje osmi stupňů (obr. č. 3.9), které vzniknou využitím čtyřstupňového násobiče a skupinové převodovky se dvěma stupni řazenými při zatížení (želva zajíc). Ostatní stupně jsou plně synchronizované. (Bauer, F., 2006) Obr. č. 3.9 Schéma čtyřstupňového planetového násobiče se sdruženým satelitem: S 1,2,3 satelity, p 1,2,3 planetová kola, k korunové kolo, u unášeč, S lamelová spojka, B 1,2,3 lamelové brzdy b) Převodovky mechanické se všemi stupni řazenými při zatížení Od převodovek s násobiči točivého momentu se liší v tom, že dovolují řazení v hlavní i skupinové převodovce při zatížení. Proto při řazení nedojde k poklesu rychlosti v důsledku vykonání řadicího úkonu spojeného s přesunem synchronizační spojky. Převodovky se všemi stupni řazenými při zatížení se používají především u traktorů vyšší výkonové třídy, neboť přeřazení při přenosu vysokého točivého momentu motoru by znamenalo nejenom zastavení soupravy, ale také vysoké tepelné namáhání spojkových kotoučů. Při opakovaném řazení by mohlo dojít až ke skluzu spojky v důsledku poklesu součinitele tření. Výhoda je také v tom, že dochází k přenášení opotřebení na třecí segmenty, kterými jsou lamelové spojky a brzdy. Zapínání lamelových spojek a brzd je hydraulické s elektronickými prvky pro regulaci, které dovolují řazení bez rázů. Zvyšuje se komfort ovládání a také možnosti automatizace řadicích úkonů. Konstrukčně se jedná o předlohové převodovky, reverzované při zatížení. Počet převodových stupňů se pohybuje od 16 do 26 vpřed a od 4 do 8 vzad. Převodovky jsou obvykle nabízeny s redukční převodovkou, která zvyšuje počet stupňů řazených při zatížení. (Bauer, F., 2006) 20

Obr. č. 3.10 Schéma převodovky Full PowerShift 18/6: a hlavní šestistupňová převodovka, b skupinová třístupňová převodovka, S 1 9 lamelové spojky 3.3.1.2 Hydrodynamické převodovky Hydrodynamické převodovky dosáhly největšího rozvoje v osmdesátých a devadesátých letech minulého století, kdy prokazovaly již určitý stupeň automatizace, který nebyl tolik závislý na vývoji řídicí elektroniky. Znamenaly především jednodušší a účinnější přenos výkonu motoru. U současných traktorů je řešení s hydrodynamickou převodovkou využíváno jen velmi málo. (Bauer, F., 2006) Tyto převodovky jsou kombinací mechanické převodovky s převodem hydrodynamickým, což může být hydrodynamická spojka, nebo hydrodynamický měnič točivého momentu. Hydrodynamický měnič točivého momentu (obr. č. 3.11) vznikne tím, že do kapalinové spojky se zařadí další člen reaktor. Tím vznikne zařízení, které umožňuje plynulou změnu přenášeného točivého momentu i převodu. Postavení lopatek čerpadlového a turbínového kola není radiální jako u kapalinové spojky, ale značně zakřivené. Toto zakřivení lopatek a vložený reaktor způsobují, že turbína přenáší větší točivý moment, než který dodá čerpadlo. Poměr momentů turbíny a čerpadla určuje převod měniče, který bývá obvykle kolem 3. Pro zajištění potřebného rozsahu pojezdových rychlostí je tento převod nedostačující, proto se hydrodynamický měnič kombinuje s několikastupňovou převodovkou řazenou pod zatížením. (Pastorek, Z., 2001) 21

Obr. č. 3.11 Schéma hydrodynamického měniče točivého momentu Jedním z příkladů je převodovka Turbomatik (obr. č. 3.12), která je kombinací hydrodynamické spojky a mechanické převodovky se 44 převodovými stupni vpřed a stejným počtem vzad. Konstrukčně je řešena z hydrodynamické spojky, čtyřstupňového násobiče, pojezdové spojky a mechanické převodovky. Pojezdová spojka odstraňuje nevýhodu hydrodynamické spojky, která neumožňuje krátkodobé přerušení výkonového vedení mezi motorem a převodovým ústrojím při řazení převodových stupňů. Pojezdová spojka není součástí hydrodynamické spojky, jak je tomu nejčastěji, ale je umístěna až za násobičem točivého momentu. Nevýhodou je potřeba většího dimenzování pojezdové spojky, protože musí přenášet vyšší točivý moment, než který v daném okamžiku přenáší motor. (Bauer, F., 2006) Obr. č. 3.12 Schéma převodovky Turbomatik 44/44 traktoru Fendt: 1 hydrodynamická spojka, 2 násobič točivého momentu a reverzační převod, 3 hlavní pojezdová spojka, 4 skupinová a hlavní převodovka 22

3.3.1.3 Diferenciální hydrostatické převodovky (viz. obrázek č. 3.13). Jsou to převodovky umožňující plynulou změnu pojezdové rychlosti CVT (Continuously Variable Transmission). Obr. č. 3.13 Schéma konstrukce převodovky CVT Traktorové převodovky využívají diferenciální hydrostatickou převodovku založenou na kombinaci hydraulického a mechanického přenosu točivého momentu. Jedná se o nejnovější technologii přenosu točivého momentu u traktorů. Výhodou diferenciální hydrostatické převodovky oproti převodovce mechanické je to, že diferenciální hydrostatická převodovka disponuje potenciálem ideálního hyperbolického rozložení pojezdových rychlostí. Spojí-li se tato výhoda s elektronickým řízením, vznikne převodovka, která nabídne komfortní ovládání a dva regulační parametry (otáčky motoru a pojezdovou rychlost). Konstrukce vychází z výkonového dělení, při kterém je část výkonu vedena přes hydrostatickou a část přes mechanickou větev. Obě větve se slučují v jednoduchém planetovém soukolí nebo sumarizačním hřídeli. Planetové soukolí může být umístěno na výstupu nebo na vstupu z převodovky. Hydraulickou část převodovky tvoří hydrostatický převodník plnící funkci transformátoru energie, přeměňujícího vstupní mechanickou energii na tlakovou (hydrogenerátory), která se poté transformuje na výstupní mechanickou energii (hydromotory) vstupující do slučovacího planetového převodu. Hydrostatický převodník je tvořen axiálním pístovým hydrogenerátorem, hydromotorem a řadícími regulačními prvky. Regulace hydrostatického převodníku je realizována řízenou změnou geometrického objemu naklápěním regulační desky nebo celého bloku s písty. Točivý moment je na písty přenášen prostřednictvím ojnic 23

spojených s hnací přírubou. Tlak kapaliny je vytvořen až při postupném naklápění bloku válců nebo opěrné desky. Základním parametrem hydrostatického převodníku je geometrický objem, vyjadřuje objem kapaliny vytlačené hydrogenerátorem na jednu otáčku. Výsledkem regulace je změna hydraulického převodového poměru a tím celkového převodového poměru. V mechanické části je převodový poměr konstantní, nebo se případně mění podle rozsahu pojezdových rychlostí. Planetový převod tvoří mechanickou část a přispívá tak ke zvýšení celkové účinnosti přenosu točivého momentu. Může být složen z jednoho nebo několika jednoduchých planetových soukolí sériově řazených za sebou. Jedno z planetových soukolí umožňuje sloučení výkonových větví a plynule měnit úhlovou rychlost výstupního členu. Ostatní planetová soukolí jsou určena ke změně rychlostního rozsahu. Řazení jednotlivých členů soukolí probíhá pomocí zubových, lamelových spojek a lamelových brzd. (Bauer, F., 2006) Předností těchto převodovek je jednoduchá a pružná změna pojezdové rychlosti ovládaná i s reverzací pouze jednou pákou. Odstranění mechanických vazeb přináší vysokou variabilnost konstrukce. Nižší účinnost, vyšší výrobní náklady, nižší životnost a vyšší hmotnost patří k záporným vlastnostem. (Pastorek, Z., 2001) 3.4 Podvozky Podvozek je nosnou částí každého motorového vozidla, a tedy i traktoru. Jeho součástí jsou všechny mechanismy, které umožňují jízdu a řízení traktoru. Některé části podvozku traktoru musí zajišťovat ještě další funkce. Musí nést pracovní nářadí a stroje, musí umožňovat změnu rozchodu kol, u speciálních traktorů i změnu světlé výšky při zachování vyhovujících pracovních vlastností, zvláště stability a řiditelnosti. (Pastorek, Z., 2001) Traktory nižších výkonových tříd využívají zvláště podvozků bezrámové konstrukce (obr. 3.14). Tato konstrukce má jednotlivé části (motor, převodovku a skříň koncových převodů sešroubovány v jeden celek a tvoří tak nosnou konstrukci traktoru. Jednotlivé části strojních skupin musí být dostatečně dimenzovány vzhledem k velkému namáhání, které působí na traktor při jízdě v nerovném terénu s nesenými stroji. Nevýhodou této konstrukce je větší hmotnost jednotlivých skupin s často nevyhovujícím rozložením hmotnosti. 24

Obr. č. 3.14 Bezrámová konstrukce podvozku traktoru Polorámová konstrukce, která částečně odstraňuje nedostatky bezrámové konstrukce, můžeme vidět na obrázku č. 3.15. Rám, který nese některé strojní skupiny, většinou motor a převodovku, je připevněn k zadní nápravě s rozvodovkou. Skříň motoru a převodovky nemusí plnit nosnou funkci, proto nemusí být tak dimenzována a tím se sníží hmotnost. Podstatné je, že umístění v rámu se může podřídit požadavku na vhodné rozložení hmotností, a tím kladně ovlivnit trakční vlastnosti traktoru. Na polorám se upevňuje přední tříbodový závěs, který může mít větší nosnost. Obr. č. 3.15 Polorámová konstrukce podvozku traktoru U kolových traktorů se však ve stále větší míře používá rámová konstrukce podvozku (viz. obr. č. 3.16). Použití této konstrukce způsobilo rostoucí zatížení nářadím umístěným v předním a zadním tříbodovém závěsu. Nosnou funkci při tomto rozložení neplní skříně motoru a převodovek, ale rám. Strojní skupiny mohou mít nižší hmotnost a jejich umístění nemusí být podřízeno nosné funkci. Jejich umístění v rámu tak 25

přispívá k lepšímu rozložení hmotností, a tím kladně ovlivňuje trakční vlastnosti traktoru. Jsou také lépe splněny požadavky na vyšší užitečné zatížení traktorů při jejich nízké vlastní hmotnosti. (Bauer, F., 2006) Obr. č. 3.16 Rámová konstrukce podvozku traktoru 3.4.1 Odpružení přední hnací nápravy Téměř všichni významní výrobci traktorů nabízí traktory s odpruženou přední hnací nápravou. Výkonnost traktorových souprav neustále roste. Vyšší výkonnost je dosahována zvyšováním provozních záběrů a rychlosti traktorových souprav. Právě zvyšující se rychlost vedla výrobce k řešení odpružení přední nápravy, protože při jízdě po nerovném terénu má přední hnací náprava stálý kontakt s podložkou, čímž se zvyšují tahové vlastnosti traktoru. Dále odpružená přední náprava nabízí vyšší jízdní komfort pro obsluhu. 26

Konstrukčních řešení odpružení přední hnací nápravy je mnoho, pro názornost jsou uvedeny dva hydropneumatické systémy. Jedná se o systém Terraglide (obr. 3.17a) a systém Triple Link (obr. 3.17b). Obr. č. 3.17 Hydropneumatický systém odpružení přední nápravy: a systém Terraglide, b systém Triple Link. 1 dvojčinné hydraulické válce, 2 řídicí jednotka, 3 panhardská tyč, 4 akumulátory tlaku. Systémy hydropneumatického odpružení se zpravidla automaticky aktivují a při malých rychlostech se automaticky vypínají. Aktivaci a deaktivaci může obsluha ovládat z kabiny traktoru. Jakmile pojezdová rychlost traktoru překročí např. 12 km/h, jsou systémy odpružení přední nápravy automaticky aktivovány. Panhardská tyč (pozice č.3 obr. 3.17b) zajišťuje boční vedení astabilitu nápravy. Vertikální pohyb nápravy je tlumen dvojicí přímočarých dvojčinných hydromotorů (pozice č.1 obr. 3.17). Hydraulické válce jsou napojeny na regulační okruh. Ten je tvořen akumulátory stlačeného dusíku (pozice č.4 obr. 3.17), elektroventilem a řídicí jednotkou (pozice č.2 obr. 3.17a). Řídicí jednotka má za úkol automaticky regulovat proces pružení a udržovat stejnou výšku nad zemí bez vlivu na zatížení. (Bauer, F., 2006) 3.4.2 Nezávislé odpružení přední hnací nápravy Na rozdíl od systémů odpružení celé přední nápravy nabízí tento modulární systém nezávislé odpružení jednotlivých kol (obr. 3.18), která jsou zavěšena pomocí čtyř kyvných pák. Tímto řešením se docílilo zlepšení poměru neodpružené k odpružené hmotě a minimalizace zatížení kmity, které působí na traktor a řidiče. Konstrukce umožňuje zvýšení dynamického přenosu výkonu motoru na podložku a současně skýtá zlepšení jízdního komfortu. Hodnoty variability rozchodu kol a úhlu natočení řídicích 27

kol přitom zůstávají zachovány. Kombinací s optimalizovanou geometrií nápravy se rovněž vytvořily předpoklady pro vysokou bezpečnost při jízdě na silnici. Mechanické konstrukční díly pro levé a pravé kolo pracují nezávisle. (Bauer, F., 2006) Obr. č. 3.18 Nezávislé odpružení přední nápravy 3.4.3 Pásový podvozek Kolové traktory mají poměrně velký měrný tlak na půdu, větší prokluz a menší tahovou sílu. Tyto provozní nevýhody mohou podstatně eliminovat traktory s pásovým podvozkem, který můžeme vidět na obr. č. 3.19. Obr. č. 3.19 Traktor John Deere 8320 RT s pásovým podvozkem při měření tahových zkoušek (Vrbovec 21.7.2010) 28

Nově řešené pásové traktory používají pásové podvozky s pryžovými pásy. Tyto pásy umožňují dosahování vysokých pojezdových rychlostí a lepších záběrových vlastností, které jsou dány vhodným šípovým dezénem obdobným jako u pneumatik. Pryžové pásy se dobře přizpůsobují terénu a nepoškozují vozovku. Současně pásy splňují požadavek transportní šířky do 3m, což s kolovým podvozkem, případně dvoumontáží není možné. (Pastorek, Z., 2001) Pásová jednotka přenáší hnací sílu motoru na podložku. Skládá se z centrálního nosníku, hnacího a napínacího kola, středové vodící kladky, napínacího mechanismu a pásu. Hnací síla motoru je přivedena na hnací kolo, odkud se přenáší na pás. (Bauer, F., 2006) Konstrukčně je pás řešen tak, že pružná ocelová lana jsou zalita v pryžovém pásu, který je na vnější straně opatřen šípovými ostruhami a na vnitřní straně vodícím profilem pro vedení pásu na hnacích a napínacích kolech. (Pastorek, Z., 2001) Obr. č. 3.20 Pásová jednotka traktoru Challanger: 1 hnací kolo, 2 napínací kolo, 3 centrální nosník, 4 středové vodící kladky, 5 napínací mechanismus. 3.4.4 Pneumatiky Pneumatika tvoří spojovací článek mezi podložkou a traktorem. Přenáší hmotnost traktoru a připojeného nářadí, hnací a brzdicí momenty a boční síly na podložku. Současně je důležitým členem v pružicí soustavě, proto musí být pneumatice věnována velká pozornost, neboť sebelepší konstrukce traktoru může mnoho ztratit např. na tahových vlastnostech díky nevhodné volbě pneumatik. (Bauer, F., 2006) 29

Pneumatika je tvořena běhounem, který přechází na bočních stěnách v bočnice. Dále je to kostra pláště složena z několika vrstev (nárazníková vrstva a patka pláště). Běhoun je nosná část na obvodu pláště a je zhotoven z pryže odolné proti opotřebení. Profilováním běhounu se vytváří vzorek (dezén) pneumatiky, který zajišťuje spolehlivý styk pneumatiky s podložkou. Kostru pneumatiky tvoří vrstvy opryžovaného kordového tkaniva. Podle konstrukce kostry rozlišujeme pneumatiky diagonální a radiální. U diagonální pneumatiky je kostra tvořena pásy tkaniva, které jsou uspořádány křížem a tvoří tak pevnou kostru pneumatiky. U radiální pneumatiky jsou vlákna v kostře položeny radiálně od patky k patce kolmo k obvodu pneumatiky. Boční stěny jsou vzhledem k radiálnímu položení vláken velmi pružné, takže je umožněna větší radiální deformace. Po obvodě na radiálně uložených vláknech je položeno několik tkaninových vrstev, které tvoří výztužný pás mezi kostrou a běhounem. Nárazníkový kord je pružná vrstva pryže mezi běhounem a kostrou. Tlumí nárazy, chrání kordové vrstvy kostry a částečně pohlcuje teplo vzniklé při odvalování pneumatiky. Obr. č. 3.21 Řez pláštěm pneumatiky: a diagonální, b radiální 30

U současných traktorů se stále více využívají radiální nízkoprofilové bezdušové pneumatiky. Výhodou těchto pneumatik je, že mají až o 30% větší styčnou plochu proti klasickým pneumatikám, takže nepůsobí na půdu tak velkým tlakem, čímž dochází k menšímu utužení půdy a umožňují dosáhnout lepších záběrových vlastností. Ve srovnání s klasickými pneumatikami mají větší únosnost, umožňují snížení tlaku huštění až o 0,1 MPa pro dosažení lepších záběrových vlastností v méně únosném terénu. Vzhledem k menšímu prokluzu dochází v provozu ke snížení spotřeby paliva a ke zvýšení výkonnosti pracovní soupravy. Radiální pneumatiky jsou sice dražší, ale podle použití dosahují až dvojnásobné životnosti proti diagonálním. (Pastorek, Z., 2001) 31

4 METODIKA HODNOCENÍ VYBRANÝCH TECHNICKÝCH PARAMETRŮ TRAKTORŮ Pro objektivní posouzení parametrů hlavních funkčních částí traktorů bylo potřeba sestavit bodové hodnocení, které uvádím v tabulce 4.1. Tab. 4.1 Hodnocení funkčních částí traktoru Funkční část Parametr Hodnocení měrná spotřeba při maximálním 10 výkonu motoru MOTOR převýšení točivého momentu 9 pokles otáček motoru 9 diferenciální hydrostatická 20 PŘEVODOVÁ mechanická plně řazena pod ÚSTROJÍ 15 zatížením HYDRAULICKÝ max. výkon hydrogenerátoru 10 SYSTÉM zvedací síla 10 Max. počet bodů 28 20 20 ERGONOMIE hlučnost v kabině 5 druh odpružení přední nápravy 5 10 tahový výkon 10 TAHOVÉ měrná tahová spotřeba při VLASTNOSTI 12 maximálním tahovém výkonu 22 Celkem 100 32

4.1 Metodika hodnocení parametrů motoru Za nejčastěji uváděný parametr motoru lze považovat výkon motoru. Měření výkonu motoru se dnes provádí několika způsoby. Lze měřit efektivní výkon motoru, který je měřen na klikovém hřídeli, nebo výkon měřený na vývodovém hřídeli. Efektivní výkon motoru se měří na dynamometru na samostatně vymontovaném motoru. Výkon měřený na vývodovém hřídeli je nižší, protože je zmenšen o ztráty v převodovém ústrojí a měření se provádí na válcové zkušebně. Měření charakteristik motoru se řídí mezinárodními, případně národními normami, např. DIN (Deutsch Industrie Norm), CUNA (Commissione Unificazione Normalizzazione Autoveicoli), SAE (Society of Automotive Engineers) a OECD (Organisation for Economic Cooperation and Development), které definují způsob a podmínky měření. Zkoušky výkonu traktorového motoru na vývodovém hřídeli se provádějí podle metodik OECD Code 1 a 2. (Bauer, F., 2006) 4.1.1 Hodnocení měrné spotřeby paliva při maximálním výkonu motoru Měrnou spotřebu paliva vypočteme podle vztahu 4.1: Q m p = [g/kwh] (4.1) P e Q hodinová spotřeba paliva P e - efektivní výkon motoru Rozhodující část provozních nákladů traktorových souprav, kterou může ovlivnit obsluha, je tvořena spotřebou paliva. Dnešní traktorové motory se vyznačují vysokým převýšením točivého momentu v poměrně širokém rozmezí otáček, při kterých motor vykazuje téměř konstantní výkon. Uvedené vlastnosti lze u traktorového motoru využít tak, že nastavíme tzv. ekonomický režim, při kterém motor pracuje s nízkou měrnou spotřebou a vysokou účinností. Pro zajištění ekonomiky provozu je nutné mít k dispozici dostatek informací o jednotlivých provozních režimech motoru. Tyto informace získáme z úplné otáčkové charakteristiky, ze které lze pro jakýkoliv režim 33

práce motoru určit nejdůležitější parametry (otáčky, točivý moment, výkon a měrnou spotřebu). (Bauer, F., 2006) Vzhledem k tomu, že cena ropy na světovém trhu neustále stoupá a lze předpokládat, že i nadále poroste, bude narůstat také cena nafty. V současné době tvoří náklady na nákup nafty největší část provozních nákladů traktorů. Z tohoto důvodu věnuji při hodnocení měrné spotřebě paliva značnou pozornost. Z celkového množství 28 bodů hodnotící parametry motoru zaujímá měrná spotřeba při maximálním výkonu motoru 10 bodů. Nejlepšího hodnocení dosáhne traktor, který bude mít nejmenší měrnou spotřebu. Volil jsem rozsah 4g/kWh = 1b. 4.1.2 Hodnocení převýšení točivého momentu Převýšení točivého momentu vypočteme podle vztahu 4.2: Mt max Mt j k = 100 [%] (4.2) Mt j Mtmax - maximální točivý moment Mt j - jmenovitý točivý moment Převýšení točivého momentu ovlivňuje především velikost ztrátových ploch, což jsou plochy mezi průběhy tahových výkonů na jednotlivé převodové stupně a potenciálním výkonem (viz. obr. č. 4.1). Obr. č. 4.1 Vliv převýšení točivého momentu motoru na velikost ztrátových ploch 34

Průběh tahového výkonu traktoru s motorem s vyšším převýšením točivého momentu je naznačen na obrázku modrou čarou, ztrátová plocha má tmavě zelenou barvu. Světle zelená ztrátová plocha přísluší stejnému převodovému stupni, ale motoru s nízkým převýšením. Je tedy zřejmé, že při použití motoru s vyšším převýšením dojde k dokonalejšímu pokrytí plochy potenciální tahové charakteristiky a tím k vyššímu využití výkonu motoru. (Bauer, F., 2006) Znamená to, že lepšího bodového ohodnocení dosáhne traktor s vyšším převýšením točivého momentu motoru. Maximum je 9b a rozsah jsem zvolil 5% = 1b. 4.1.3 Hodnocení poklesu otáček Pokles otáček vypočteme podle vztahu 4.3: n j nmt n = max 100 [%] (4.3) n n j - jmenovité otáčky nmt max j - otáčky maximálního točivého momentu Hodnocení poklesu otáček je závislé na průběhu momentu a velikosti převýšení točivého momentu. Lze tvrdit, že čím větší bude rozsah poklesu otáček, tím větší bude rozsah stabilní momentové větve, což znamená větší rozsah použitelnosti motoru. Resp. bude se zmenšovat labilní momentová větev, ve které se motor provozovat nesmí. Pro přesné určení je ovšem nutné znát celý průběh točivého momentu. Hodnotil jsem tedy čím větší hodnota poklesu, tím větší bodové ohodnocení. Maximum možných získaných bodů je 9 bodů. 35

4.2 Metodika hodnocení převodového ústrojí Traktory pracují v rozmanitých podmínkách, které vyžadují změnu pojezdové rychlosti a tahové síly pro dosažení výkonnostních a ekonomických parametrů. Je proto nutné do převodových ústrojí zařadit převodovky, které umožní změnou převodového poměru lepší využití vlastností motoru a tedy traktoru jako celku. (Bauer, F., 2006) Nejlepší parametry nabízí převodovka s plynulou změnou převodového poměru, tzv. diferenciální hydrostatická převodovka. Plynulá změna převodového poměru umožňuje rychlé reakce na kolísání pracovního odporu a tomuto plynule přizpůsobuje pojezdovou rychlost. V současné době dochází ke značnému rozšiřováni této technologie. Převodovky plně řazené pod zatížením jsou v současnosti ještě stále hojně využívány, avšak nabízejí méně možností než převodovky s plynulou změnou převodového poměru. Z těchto údajů jsem vycházel při hodnocení. Diferenciální hydrostatická převodovka získává maximální počet 20b a převodovka plně řazená pod zatížením dosáhla ohodnocení 15 bodů. 36

4.3 Metodika hodnocení hydraulického systému Hydraulické systémy zaujímají významné místo v konstrukci jednotlivých funkčních skupin traktorů. Traktory středních a vyšších výkonových tříd jsou vybavovány elektrohydraulickými systémy. Tyto systémy jsou v současné době nejrozšířenějším prostředkem pro ovládání tříbodových závěsů a vnějších okruhů hydrauliky traktorů. (Bauer, F., 2006) 4.3.1 Hodnocení maximálního výkonu hydrogenerátoru Výkon hydrogenerátoru vypočteme podle vztahu 4.4: P H = p Q [kw] (4.4) P pracovní tlak Q průtok oleje V hydraulickém systému traktorů se v převážné míře používají regulační pístové hydrogenerátory, které dosahují maximálních průtoků kolem 150 l/min. a více. Při maximálním zatížení je tlak kolem 22 MPa. (Bauer, F., 2006) Hodnocené traktory patří do výkonové kategorie motoru nad 180 kw a tudíž zde bude kladen zvýšený nárok na nejvyšší průtok oleje a výkon hydrogenerátoru, tzn. čím vyšší výkon hydrogenerátoru, tím lepší ohodnocení. Maximum je 12 bodů a rozsah 3 kw = 2b. 37

4.3.2 Hodnocení zvedacích síl tříbodového závěsu Při měření zvedací síly v tříbodovém závěsu se nastaví dolní táhla do výšky 200 mm (230 mm u kategorie závěsu 3) nad podložku. Využitelný rozsah zvedání musí být podle normy minimálně: 560 mm u kategorie 1-650 mm u kategorie 2-735 mm u kategorie 3 Tab. 4.2 Kategorie tříbodových závěsů podle výkonu motorů Kategorie závěsu Výkon motoru (kw) 1 do 48 2 do 92 3 80 až 185 4 150 až 350 Traktor musí být při zkoušce ustaven a připevněn tak, aby při zvedání byla vyloučena deformace pojezdového ústrojí. Zkouška může být provedena s rámem, nebo bez rámu v tříbodovém závěsu. Skutečná zvedací síla a příslušný tlak hydraulické kapaliny musí být změřeny nejméně v šesti místech rovnoměrně rozložených v oblasti průběhu zdvihu. (Bauer, F., 2006) Ze zkušebny DLG jsou k dispozici tři síly. Ve spodním, ve středním a v horním zdvihu tříbodového závěsu. Zvedací síla nesmí v těchto různých polohách zdvihu příliš kolísat. Naměřené síly by se měly co nejvíce shodovat. Pro hodnocení z těchto tří naměřených sil vyberu nejmenší a největší sílu a odečtu od větší síly menší silu Λ = ( Fz Fz max Fzmin ), čím menší tato výsledná hodnota bude, tím vyšší bodové ohodnocení bude uděleno. Maximum je 10 bodů a rozsah 3 kn = 1 bod. 38

4.4 Metodika hodnocení ergonomie 4.4.1 Hodnocení hlučnosti v kabině Hlučnost vypočteme podle vztahu 4.5: p L = 10 log [db] (4.5) p 0 p - akustický tlak p0 - referenční tlak (prahová citlivost sluchu; 5 p = 2 ) 0 10 Hluk a jeho nepříznivé účinky se projevují např. na soustředěnosti, únavě, poruchám spánku a nedoslýchání člověka. Předpisy rozeznávají vnitřní a vnější hlučnost. Vnitřní hlučnost nemá přesáhnout 90 db (resp. 86 db v závislosti na metodice měření) a hlučnost vnější je limitována 89 db u traktorů nad 1,5 t. hodnoty hladiny vnitřního hluku se u moderních traktorů pohybují pod 80 db. V této práci jsem hodnotil hlučnost vnitřní při zavřené kabině. (Bauer, F., 2006) Maximum dosažených bodů je 5 a rozsah 2 db = 1 b. Čím menší hodnota hluku, tím vyšší ohodnocení. 4.4.2 Druh odpružení přední nápravy Současné traktory používají přední poháněné nápravy s odpružením a nezávislé odpružení přední hnací nápravy. Systém nezávislého odpružení nabízí nezávislé odpružení jednotlivých kol, což umožňuje zvýšení dynamického přenosu výkonu na podložku a současně zlepšuje jízdní komfort traktoru. Z tohoto důvodu jsem hodnotil nezávislé odpružení přední nápravy plným počtem pěti bodů a klasické odpružení jsem ohodnotil dvěma body. 39

4.5 Metodika hodnocení tahových vlastností 4.5.1 Hodnocení tahového výkonu Tahový výkon vypočteme podle vztahu 4.6: P t = F v [kw] (4.6) t p Ft - tahová síla v p - pojezdová (skutečná) rychlost traktoru Tahové zkoušky jsou rozděleny do tří částí. V první skupině se měří s traktorem o základní hmotnosti. Měří se postupně od převodového stupně s nejvyšší tahovou silou až po převodový stupeň následující za převodovým stupněm, kdy byl naměřen nejvyšší tahový výkon. Maximální tahová síla se rozumí síla dosažená při 15% prokluzu na betonové dráze. Další série měření jsou prováděna s přídavnými závažími. Poslední skupinou jsou měření pro ověření stálosti tahových vlastností. Jedná se o dvě pětihodinové zkoušky. První z nich je prováděna na převodový stupeň, u kterého se předpokládá nejčastější využívání v praxi. Druhá zkouška se provádí na převodový stupeň s nevyšší tahovou silou. (Bauer, F., 2006) Výkon, který získáme z tahové zkoušky je nižší, než výkon naměřený na vývodovém hřídeli. Tahový výkon je snížen o mechanické ztráty v převodech a dále o ztráty valením a prokluzem. Nejvyšší hodnocení tedy získá traktor, který bude dosahovat nejvyššího tahového výkonu. Maximum možných získaných bodů je 10 a rozsah 6kW = 1b. 40

4.5.2 Hodnocení měrné tahové spotřeby paliva při maximálním tahovém výkonu Měrnou spotřebu paliva při maximálním tahovém výkonu vypočteme podle vztahu 4.7: Q m pt = [g/kwh] (4.7) P t Q hodinová spotřeba paliva P t - tahový výkon Měrnou tahovou spotřebu paliva při maximálním tahovém výkonu jsem ohodnotil dvanácti body, což je víc než bodové ohodnocení měrné spotřeby při maximálním výkonu motoru (10 bodů). Měrné tahové spotřebě při maximálním tahovém výkonu dávám větší váhu, protože pro provoz traktorové soupravy je důležitější. Rozsah jsem volil 4g/kWh. 41

5 VÝSLEDKY HODNOCENÍ V této části diplomové práce jsem čerpal z hodnot, které byly naměřeny zkušebnou DLG. (viz tab. 5.1) Název traktoru Pe max [kw] mpe [g/kwh] Pt max [kw] mpt [g/kwh] k Mk [%] n [%] Ph [kw] η t [%] L [db] Fendt 936 Vario John Deere 8530 Case IH Magnum 310 265 214 214,6 268 45,5 36 61,9 83,8 76,6 261 225 201,3 268 43,1 29 49,7 77,1 73,6 254 239 196,6 285 41,3 30 57,7 77,5 75,9 Massey Ferguson 8480 213 240 173,3 298 58,2 40,9 35,7 81,4 73,5 Název traktoru dolní poloha Fz [kn] střední poloha horní poloha 3 b.z. 3 b.z. 3 b.z. Fendt 936 Vario John Deere 8530 Case IH Magnum 310 74,6 95,0 102,8 97,05 103,25 108,1 79,4 91,0 100,8 Massey Ferguson 8480 69,7 89,15 89,8 Pemax - maximální výkon [kw] m pe - měrná spotřeba při maximálním výkonu motoru [g/kwh] Ptmax m pt - maximální tahový výkon [kw] - měrná tahová spotřeba při maximálním tahovém výkonu [g/kwh] k Mk - převýšení točivého momentu [%] n - pokles otáček [%] Ph - výkon hydrogenerátoru [kw] Fz zvedací síla zadního tříbodového závěsu [kn] Ph maximální výkon hydrogenerátoru [kw] ηt - tahová účinnost [%] L hladina akustického tlaku vzduchu [db] 42

5.1 Výsledky hodnocení parametrů motoru 5.1.1 Měrná spotřeba paliva při maximálním výkonu motoru Jeden z nejdůležitějších parametrů, který hodnotíme u traktorového motoru je měrná spotřeba paliva. Podle měrné spotřeby se dále odvíjí náklady na provoz traktoru. Nejnižší měrnou spotřebou při maximálním výkonu disponuje traktor Fendt 936 Vario s hodnotou 214 g/kwh. Nejhoršího výsledku v tomto hodnocení dosáhl traktor Massey Fergusson 8480 Dyna - VT s hodnotou 240 g/kwh. Pro přehlednost jsem měrné spotřeby všech hodnocených traktorů vynesl do grafu (viz. obr. 5.1) Obr. 5.1 Porovnání měrných spotřeb při max. výkonu motoru vybraných traktorů 43

5.1.2 Převýšení točivého momentu Všechny hodnocené traktory mají nárůst točivého momentu nad hranicí 35%, což znamená dobré hodnoty a bezproblémové překlenutí zátěžové špičky. V tomto porovnání dopadl nejlépe traktor Massey Fergusson 8480 Dyna VT s 58,2 procenty (viz obr. 5.2), nejmenším převýšením točivého momentu disponuje Case IH Magnum 310 s hodnotou 41,3 %. Obr. 5.2 Porovnání převýšení točivého momentu vybraných traktorů 44

5.1.3 Pokles otáček Největší pokles otáček motoru náleží traktoru Massey Ferguson 8480 Dyna VT s hodnotou 40,9 % a nejmenší pokles otáček má traktor John Deere 8530 Auto Powr s hodnotou 29 % Obr. 5.3 Porovnání poklesu otáček motoru vybraných traktorů 45

5.1.4 Celkové hodnocení parametrů motoru Z celkového hodnocení motoru vyšel nejlépe traktor Fendt 936 Vario, který dosáhl hodnocení 26 bodů z celkových 28 bodů, což je velmi pěkný výsledek. Nejhůře dopadl motor traktoru Case IH Magnum 310, který obdržel 17 bodů. Tab. 5.8 Celkové hodnocení vybraných parametrů motoru Měrná Název traktoru spotřeba při maximálním výkonu motoru m pe Hodnocení (max. 10b) Převýšení toč. mom. k Mk [%] Hodnocení (max. 9b) Pokles otáček n [%] Hodnocení (max. 9b) Celkové hodnocení motoru (max. 28b) [g/kwh] Fendt 936 Vario 214 10b 45,5 7b 36 9b 26b John Deere 8530 Auto Powr 225 7b 43,1 6b 29 8b 21b Case IH Magnum 310 239 4b 41,3 6b 30 7b 17b Massey Ferguson 8480 Dyna VT 240 4b 58,2 9b 40,9 7b 20b 46

5.2 Výsledky hodnocení převodového ústrojí Hodnocené traktory byly vybaveny dvěma typy převodovek. Case IH Magnum 310 jako jediný používá převodovku mechanickou, plně řazenou pod zatížením. Ostatní traktory pracují s převodovkami diferenciálními hydrostatickými. Hodnocení je zřejmé z tabulky 5.9. Tab. 5.9 Hodnocení převodového ústrojí Hodnocení Název traktoru Typ převodovky (max. 20b) Fendt 936 Vario diferenciální hydrostatická 20b John Deere 8530 Auto Powr diferenciální hydrostatická 20b Case IH Magnum 310 Massey Ferguson 8480 Dyna - VT mechanická plně řazená pod zatížením diferenciální hydrostatická 15b 20b 5.3 Výsledky hodnocení hydraulického systému Tab. 5.10 Hodnocení hydraulického systému Název traktoru Fendt 936 Vario John Deere 8530 Auto Powr Case IH Magnum 310 Massey Ferguson 8480 Dyna VT Rozdíl zvedacích síl Λ Fz [kn] Hodnocení (max. 10b) Max. výkon hydrogenerátoru Ph [kw] Hodnocení (max. 10b) Celkové hodnocení parametrů hydrauliky (max. 20b) 28,2 6b 61,9 12b 18b 11,05 10b 49,7 8b 18b 21,4 7b 57,7 11b 18b 20,1 7b 35,7 3b 10b 47

Jak je patrné z tabulky 5.10 získaly traktory Fendt 936, John Deere 8530 a Case IH Magnum 310 stejný počet 18 bodů. Massey Fergusson 8480 s celkovým počtem jen 10 bodů je na místě posledním. 5.4 Výsledky hodnocení ergonomie Tab. 5.11 Hodnocení ergonomie vybraných traktorů Hlučnost Druh Celkové Název traktoru v kabině L [db] Hodnocení (max. 5b) odpružení př. nápravy Hodnocení (max. 5b) hodnocení ergonomie (max. 10b) Fendt 936 Vario 76,6 3b nezávislé 5b 8b John Deere 8530 Auto Powr 73,6 5b nezávislé 5b 10b Case IH Magnum 310 75,9 3b výkyvné 2b 5b Massey Ferguson 8480 Dyna - VT 73,5 5b výkyvné 2b 7b Co se ergonomie týká, je na tom nejlépe traktor John Deere, která disponuje nízkou hlučností v kabině a moderním nezávislým odpružením přední nápravy. Získal 10 bodů, což je maximum. Nejhůře se tentokrát umístil Case IH Magnum 310 s pěti body. 48

5.5 Výsledky hodnocení tahových vlastností 5.5.1 Tahový výkon Porovnání maximálního výkonu, který je změřen podle metodiky OECD na vývodovém hřídeli a maximálního tahového výkonu je zřejmé z grafu na obrázku 5.4. Ze zmíněného hodnocení vyšel nejlépe traktor Fendt 936 Vario s výkony 265 kw/214,6 kw. Nejhoršího výsledku dosáhl traktor Massey Ferguson 8480 Dyna VT, který měl výkon nižší o celých 52 kw resp. 41,3 kw. Obr. 5.4 Porovnání maximálního výkonu motoru a maximálního tahového výkonu vybraných traktorů 49

5.5.1.1 Průběh tahového výkonu a prokluzu kol Pro názornost zde uvádím průběh tahového výkonu a prokluzu kol vybraných traktorů. Pro vyhodnocení grafů jsem čerpal z hodnot naměřených zkušebnou Nebraska. Bohužel nebylo možné sehnat hodnoty z měření naprosto stejných traktorů, jako naměřila zkušebna DLG. Z tohoto důvodu nelze přesně vyhodnotit rozdíly v měření obou zkušeben. Zkoušený traktor John Deere 8530 je shodný s tím, který byl zkoušen v DLG. Traktor Case IH Magnum 310 zkoušen nebyl, ale Nebraska poskytuje naměřené hodnoty podobného traktoru Case IH Magnum 305, který má výkon nižší o 30,5 kw. Další traktor Masseey Ferguson 8480 je shodný, Nebraska ovšem použila pro měření převodovku Dyna Step oproti Dyna VT v DLG. Traktor Fendt 936 Vario Nebraska nezkoušela a ani typově podobný traktor Fendt zkouškám podroben nebyl. a) Traktor John Deere 8530 Auto Powr Tab. 5.2 Hodnoty traktoru John Deere 8530 Auto Powr s dvojmontáží Rychl. Stupeň Tahový výkon Pt max [kw] Měrná tahová spot. mpt [g/kwh] Tahová síla Rychlost Tyto hodnoty byly naměřeny při použití pneumatik: - vzadu 4 x 480/80 R50, pneu nahuštěny na tlak 80 kpa - vpředu 2 x 420/85 R34, pneu nahuštěny na tlak 160 kpa Celková hmotnost traktoru 12 227 kg. 50 F t [kn] [km/h] v Otáčky klik. hřídele n [min -1 ] Prokluz - 159,78 302 110,49 5,21 2122 10,70-163,26 301 103,71 5,67 2081 10,24-174,26 287 101,19 6,20 2043 8,44-185,35 274 99,83 6,68 2008 7,39-189,05 273 98,54 6,91 1965 7,10-195,74 269 96,46 7,31 1839 6,70-202,11 262 89,46 8,13 1802 4,63-204,77 258 81,85 9,01 1803 4,02-203,43 258 74,23 9,87 1801 3,49-202,90 259 67,95 10,75 1805 3,18-203,13 260 63,10 11,59 1802 2,91-202,18 262 58,42 12,46 1804 2,62-201,54 262 54,49 13,32 1804 2,47 δ [%]

Tab. 5.3 Hodnoty traktoru John Deere 8530 Auto Powr s trojmontáží Rychl. Stupeň Tahový výkon Pt max [kw] Měrná tahová spot. mpt [g/kwh] Tahová síla Rychlost F t [kn] [km/h] v Otáčky klik. hřídele n [min -1 ] Prokluz - 148,92 320 163,84 3,27 2128 13,27-168,69 290 154,95 3,92 2058 9,30-183,99 277 150,50 4,40 1977 8,13-192,98 271 145,55 4,77 1843 7,17-199,10 265 129,12 5,55 1801 5,34-201,70 262 119,57 6,07 1802 4,65-203,19 258 114,10 6,41 1801 4,27-204,62 259 101,30 7,27 1802 3,55-205,69 256 91,27 8,11 1801 3,09-206,04 256 82,81 8,96 1802 2,79-204,67 257 75,32 9,78 1799 2,49-203,68 258 69,12 10,61 1797 2,28-203,06 259 63,70 11,48 1800 2,05-202,13 262 59,05 12,32 1801 1,84-201,20 262 55,12 13,14 1799 1,74 δ [%] Tyto hodnoty byly naměřeny při použití pneumatik: - vzadu 6 x 480/80 R50, pneu nahuštěny na tlak 80 kpa - vpředu 4 x 420/85 R34, pneu nahuštěny na tlak 120 kpa Celková hmotnost traktoru 16 847 kg. Z grafu na obrázku 5.5 je možno vidět, že při použití dvoumontáže dosahoval traktor nejvyššího tahového výkonu 204,77 kw při tahové síle 81,85 kn a prokluzu 4,02 %. Při použití trojmontáže byl naměřen maximální tahový výkon 206,04 kw při tahové síle 82,81 kn a prokluzu 2,79 %. 51

Obr. č. 5.5 Průběh prokluzu a obalová křivka max. tahových výkonů na vybrané převodové stupně traktoru John Deere 8530 Auto Powr b) Traktor Case IH Magnum 305 Tab. 5.4 Hodnoty traktoru Case IH Magnum Rychl. Stupeň Tahový výkon Pt max [kw] Měrná tahová spot. mpt [g/kwh] Tahová síla Rychlost F t [kn] [km/h] v Otáčky klik. hřídele n [min -1 ] Prokluz 6. 145,88 329 90,59 5,80 2036 9,4 7. 163,20 304 89,04 6,60 1974 8,5 8. 178,18 293 88,03 7,29 1894 8,0 9. 188,45 284 84,20 8,06 1798 7,2 10. 190,50 281 72,54 9,45 1800 5,1 11. 189,68 282 62,33 10,96 1800 4,1 12. 189,08 283 53,63 12,69 1804 3,3 13. 187,06 287 42,25 15,94 1804 2,7 δ [%] Tyto hodnoty byly naměřeny při použití pneumatik: - vzadu 2x 520/85 R42, pneu nahuštěny na tlak 110 kpa - vpředu 2x 420/90 R30, pneu nahuštěny na tlak 110 kpa Celková hmotnost traktoru 9 870 kg. 52

Tab. 5.5 Hodnoty traktoru Case IH Magnum s dvojmontáží Rychl. Stupeň Tahový výkon Pt max [kw] Měrná tahová spot. mpt [g/kwh] Tahová síla Rychlost F t [kn] [km/h] v Otáčky klik. hřídele n [min -1 ] Prokluz 3. 154,88 319 151,36 3,68 1997 11,6 4. 168,95 300 143,98 4,22 1929 8,6 5. 182,70 291 142,27 4,62 1831 8,1 6. 187,81 285 126,94 5,33 1804 5,6 7. 191,88 280 109,96 6,28 1802 4,4 8. 192,65 277 95,65 7,25 1798 3,5 9. 191,01 279 81,64 8,42 1801 2,8 10. 189,82 281 70,47 9,70 1800 2,4 11. 186,82 286 60,25 11,16 1800 2,1 12. 183,99 291 51,77 12,80 1796 1,7 13. 180,73 296 40,54 16,05 1800 1,5 δ [%] Tyto hodnoty byly naměřeny při použití pneumatik: - vzadu 4x 520/85 R42, pneu nahuštěny na tlak 90 kpa - vpředu 4x 420/90 R30, pneu nahuštěny na tlak 90 kpa Celková hmotnost traktoru 15 157 kg. Traktor Case IH Magnum 305 dosahoval nejvyššího tahového výkonu 190,5 kw na 10. rychlostní stupeň, tahové síle 72,54 kn a prokluzu 5,1 %. Při použití dvojmontáže na obou nápravách došlo ke změně, která je patrná z obrázku 5.6. Takto zatížený traktor dosahoval nejvyššího tahového výkonu 192,65 kw již na 8. rychlostní stupeň, při tahové síle 95,65 kn a prokluzu 3,5 %. 53

Obr. č. 5.6 Průběh prokluzu a obalová křivka max. tahových výkonů na vybrané převodové stupně traktoru Case IH Magnum 305 c) Traktor Massey Ferguson 8480 Dyna step Tab. 5.6 Hodnoty traktoru Massey Ferguson 8480 Dyna - step Rychl. Stupeň Tahový výkon Pt max [kw] Měrná tahová spot. mpt [g/kwh] Tahová síla Rychlost F t [kn] [km/h] v Otáčky klik. hřídele n [min -1 ] Prokluz 11. 152,2 323 91,94 5,96 2051 14,5 12. 166,0 295 83,72 7,14 2005 7,9 13. 167,0 292 75,26 7,99 2000 6,4 14. 167,7 292 64,58 9,35 2000 4,9 15. 167,9 291 56,82 10,64 2001 4,0 16. 167,0 292 50,43 11,92 2002 3,4 17. 165,4 296 43,04 13,83 1998 2,7 δ [%] Tyto hodnoty byly naměřeny při použití pneumatik: - vzadu 2x 650/85 R38, pneu nahuštěny na tlak 80 kpa - vpředu 2x 600/70 R28, pneu nahuštěny na tlak 80 kpa Celková hmotnost traktoru 9 315 kg. 54

Tab. 5.7 Hodnoty traktoru Massey Ferguson 8480 Dyna step s dvojmontáží Rychl. Stupeň Tahový výkon Pt max [kw] Měrná tahová spot. mpt [g/kwh] Tahová síla Rychlost F t [kn] [km/h] v Otáčky klik. hřídele n [min -1 ] Prokluz 8. 143,2 342 127,90 4,03 2076 15,2 9. 157,2 312 119,07 4,75 2001 10,1 10. 162,2 302 109,37 5,34 2001 8,0 11. 164,7 296 96,26 6,16 2001 6,3 12. 163,5 299 86,38 6,82 2001 5,6 13. 164,1 298 73,31 8,06 2001 4,6 14. 163,4 298 63,54 9,26 2001 3,9 15. 161,4 303 54 10,76 1999 2,8 16. 159,7 307 47,41 12,13 2002 2,8 17. 157,1 310 41,24 13,72 2001 2,0 δ [%] Tyto hodnoty byly naměřeny při použití pneumatik: - vzadu 4x 520/85 R46, pneu nahuštěny na tlak 70 kpa - vpředu 4x 480/70 R34, pneu nahuštěny na tlak 80 kpa Celková hmotnost traktoru 14 465 kg. Obr. č. 5.7 Průběh prokluzu a obalová křivka max. tahových výkonů na vybrané převodové stupně traktoru Massey Ferguson 8480 Dyna - step 55

Traktor Massey Ferguson 8480 Dyna - step disponoval nejvyšším tahovým výkonem 167,9 kw na 15. rychlostní stupeň, při tahové síle 56,82 kn a prokluzu 4 %. Při použití dvojmontáže na obou nápravách došlo ke změně, která je patrná z obrázku 5.7. Takto zatížený traktor dosahoval nejvyššího tahového výkonu 164,7 kw již na 11. rychlostní stupeň, při tahové síle 96,26 kn a prokluzu 6,3 %. 5.5.2 Měrná tahová spotřeba paliva při maximálním tahovém výkonu Nejlepších výsledků při hodnocení měrné tahové spotřeby při maximálním tahovém výkonu dosáhly společně traktory Fendt a John Deere se shodnými hodnotami 268 g/kwh. Největší měrnou spotřebu při maximálním tahovém výkonu měl traktor Massey Ferguson 298 g/kwh. Výsledky můžete souhrnně vidět na grafu. (obr. 5.8) Obr. č. 5.8 Porovnání měrných tahových spotřeb traktorů při max. tahovém výkonu 56