Mendelova zemědělská a lesnická univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav techniky a automobilové dopravy BAKALÁŘSKÁ PRÁCE

Mendelova zemědělská a lesnická univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav techniky a automobilové dopravy BAKALÁŘSKÁ PRÁCE BRNO 2006 Tomáš Pacelt

Mendelova zemědělská a lesnická univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav techniky a automobilové dopravy HODNOCENÍ ÚSTROJÍ PRO PŘENOS HNACÍ SÍLY TRAKTORŮ Bakalářská práce Brno 2006 Vedoucí diplomové práce: Vypracoval: Doc. Ing. Františk Bauer, CSc. Pacelt Tomáš

Prohlášení Prohlašuji, že jsem bakalářskou práci na téma Hodnocení ústrojí pro přenos hnací síly traktorů vypracoval(a) samostatně a použil(a) jen pramenů, které cituji a uvádím v přiloženém soupisu literatury. Souhlasím, aby práce byla uložena v knihovně Mendelovy zemědělské a lesnické univerzity v Brně a zpřístupněna ke studijním účelům. V Brně,dne 11.05.2006 Podpis Tomáš Pacelt

Poděkování Děkuji panu Doc. Ing. Františku Bauerovi, CSc. za metodické vedení a cenné rady, které mi během řešení této bakalářské práce vždy ochotně poskytoval.

Annotation The aim of my diploma work was to create a survey about present problems of transmissive mechanisms and to describe new trends in this branch, especially mechanisms with hydromechanical transmission of engine power which theoretically offers an infinity gear ratios. Another aim was to analyse energetic and tension characteristic tractor with hydromechanical gear-box: John Deere 7810 Autopowr. For fulfilment of this aim was made measurement of the full engine characteristic and the tension characteristic. These measurements were realized in a engine power test room. The results were evaluated and grafically processed and they confirmed that hydromechanical gear-box can better use properties of internal combustion engine and so to decrease a fuel consumption and to increase control comfort of tractor.

Seznam obrázků a tabulek použitých v textu Obr. 2.1.1. Převodovka Dynaschift (Massey Ferguson) Obr. 2.1.2. Převodovka Powershift Obr. 2.2.1. Větvení výkonu u bezstupňové převodovky Obr. 2.2.2. Multifunkční ovládací páka CVT převodovky Obr. 2.2.3 Ovládání převodovky částečně řazené pod zatížením Obr. 4.2.2.1.1. Násobič 2 traktorů Zetor UŘ III Obr. 4.2.2.2.1. Násobič 3 Obr. 4.2.2.3.1. Násobič 4 John Deere Obr. 5.1.1. Schéma,,Vario převodovky Obr. 5.2.1. Case IH MXM 175 Maxxum Full Powershift 18/6 Obr. 5.3.1. Uspořádáni převodovky Eccom Obr. 5.3.1.2. Nákres převodovky ZF ECCOM Obr. 5.4.1. Schéma konstrukce CVT převodovky Obr. 5.4.2. Diagram obvodových rychlostí Obr. 6.4.1. Traktorová zkušebna Obr. 7.2.1. Ovladače JD 7810 Autopowr, jejichž nastavení se během měření měnilo Tab. 7.2.1. Nastavení regulačních prvků hodnocených měření

1. Úvod Úspěšnost hospodaření na zemědělské půdě je podmíněna širokým spektrem biologických, technických, technologických, ekologických, a ekonomických faktorů, které se navzájem ovlivňují a úzce spolu souvisí (Kavka,1994). V oblasti mobilních energetických prostředků používaných v zemědělství dominuje traktor, který svými vlastnostmi umožňuje nasazení jak v rostlinné tak živočišné výrobě a v posledních letech má své místo i v oblasti dopravy, což zněj dělá nejvíce používaný mobilní energetický prostředek, který v 21. století tvoří nepostradatelnou součást pro všechny velikosti zemědělských farem a podniků, a proto je i určitým symbolem technického pokroku v zemědělství. Tomu odpovídá i dnešní nasazení s 1200 až 1500 h ročně u traktorů vyšších výkonových tříd a u některých podniků je tato hranice ještě vyšší (Kavka, M. a kol, 2000). Provoz každé soupravy tvořené traktorem a pracovním strojem představuje nákladovou položku, jenž se promítne do konečných nákladů na získaný produkt, a proto ovlivňuje i velikost dosahovaného zisku. Největší nákladovou položkou ( až 60 % ) na provoz, je dnes nákup pohonných hmot a roční náklad může dosáhnout až 1 000 000 Kč. Toho jsou si vědomi i výrobci traktorů a zemědělských strojů, a proto i trend vývoje posledních 10 let směřuje zdokonalováním technického vybavení a rostoucím stupněm automatizace jednotlivých funkčních uzlů k dosažení vyšší účinnosti ve využívání energie paliva (Bauer,1999). Technické změny se týkají každé části traktoru, která může přispět k vyšší výkonnosti, nižší spotřebě paliva, komfortu ovládání a bezpečnosti. Aby k tomu ovšem došlo, je nezbytná funkce řídícího systému. Ten je schopen sledovat velké množství vstupních informací o aktuálním stavu jednotlivých částí traktoru např. (teplotě provozních náplní, vstřikovacím tlaku, pojezdové rychlosti, vstřikovaného množství paliva, prokluzu hnacích kol a dalších) místo řidiče, jehož duševní a fyzické vlastnosti jsou omezeny, a podle těchto informací provádět okamžitou regulaci ke stavu, jenž vyžaduje řidič, a přitom provádět kontrolně regulační funkce, které zabrání dosažení nežádoucího stavu, který by způsobil poškození traktoru (Pastorek, Z. a kol., 2002). Tyto změny jsou patrné především u střední a vyšší výkonové třídy, které ve spojení se zemědělskými stroji dávají reálnou možnost snížit náklady na spotřebu nafty. Z toho vyplývá, že volba traktoru a jeho vlastností hrají významnou roli při snižování spotřeby.

Nákup nového traktoru je vždy významným zásahem do ekonomiky každého podniku a to obvykle na dobu několika let. Proto musí volba traktoru zohledňovat i možnosti využití, tak aby mohl pracovat s různým nářadím a jeho nasazení bylo efektivní. To znamená, že podmínky práce budou odpovídat připojovanému nářadí, které bude vyžadovat takové parametry traktoru, při kterých dosáhne odpovídající kvality práce, ovšem s požadavkem např. na plošnou nebo objemovou výkonnost a měrnou tahovou spotřebu. Všechny práce tohoto charakteru jsou prováděny v neustále se měnících podmínkách, na které musí traktor reagovat. Zejména při základním zpracování půdy, kdy je velikost půdního odporu značně proměnlivá, není možné, aby řidič reagoval na tyto změny neustálým řazením a navíc udržoval traktor v ekonomické oblasti úplné charakteristiky motoru. Proto jsou dnešní spalovací motory vyráběny s velkou zálohou kroutícího momentu, který napomůže k překonání těchto podmínek. Tím ale dochází k poklesu rychlosti a tedy i výkonnosti soupravy a navíc je rozsah kroutícího momentu motoru omezený. Proto se používá dalšího členu, nejčastěji stupňovitých převodovek, které svým konečným počtem převodových stupňů umožní vždy pouze neúplné využití vlastností motoru a nabízí tahový výkon omezený velikostí převodového poměru. K tomu abychom využili vlastností motoru v celém rozsahu a dosáhli optimálního tahového výkonu při prováděné práci, s možností setrvání v oblasti ekonomicky výhodné pro provoz soupravy, musí se stupňovitá převodovka nahradit převodovkou s plynule měnitelným převodem CVT (Continuously Variable Transmission ). Právě traktor vybavený převodovkou s plynule měnitelným převodem, je předmětem mojí bakalářské práce, jejíž součástí bude i výsledek měření tahové zkoušky traktoru JOHN DEERE 7810 AUTOPOWR, měřené na traktorové zkušebně VDU E270T E150T Mendelovy zemědělské a lesnické univerzity.

2.Převodovky Převodovka je z převodových ústrojí jediná, která umožňuje změnu velikosti převodového poměru a kroutícího momentu vystupujícího z převodovky a současně přenáší vnější zatížení na motor. Technický pokrok zmíněný v úvodu se týká samozřejmě i převodovek, a dá se řící, že patří mezi nejprogresivněji se vyvíjející směry. Především aplikace elektronických systému na dříve manuálně ovládané převody, u kterých volba převodového poměru závisela pouze na řidiči se mění. Dnes, při možnostech nastavení pracovních režimů Eko,Power nebo dokonce mezních otáček při kterých bude převodovka řadit, v kombinaci s dalšími celky traktoru, účinněji využije jeho vlastností při pracovním nasazení, a omezí tak vliv obsluhy, která se může pohodlně věnovat řízení traktoru. Traktorové převodovky se dají rozdělit do dvou základních skupin : Stupňovité (mají vždy konečný počet převodových stupňů) Bezstupňové (s děleným přenosem výkonu) 2.1. Stupňovité převodovky Pro traktory střední a vyšší výkonové třídy nabízí výrobci vždy v několika variantách pro sériovou řadu. Vyznačují se velkým počtem převodových stupňů, které jsou rozloženy tak, aby největší část pokryla nejpoužívanější rozsah rychlostí 4 až 12 km/h. Počet stupňů v tomto rozmezí bývá 8 až 11 s odstupňováním 13 až 18 %. Samozřejmostí je i reverzace řazená pod zatížením. Standardně je nabízena maximální pojezdová rychlost 40 km/h, dnes již zvýšena na 50 km/h. Konstrukčně lze tyto převodovky dělit na : Částečně řazené pod zatížením: Jsou založeny na kombinaci hlavní a redukční (skupinové) převodovky. Hlavní převodovka bývá plně synchronizována s třemi až šesti stupni, redukční obvykle dvou až třístupňová. Další zvýšení převodových stupňů je docíleno dvou až čtyřstupňovým násobičem, který umožňuje řazení pod zatížením bez přerušení toku výkonu v rámci jedné převodové skupiny.

Typickým zástupcem je převodovka DYNASHIFT 32/32, kde je použita jako hlavní, planetová převodovka (obr. 2.1.1.). Převodovky tohoto typu najdeme u traktorů střední výkonové třídy napříč všemi firmami např. New Holland, John Deere, Massey Ferguson, Case Steyr, Same, Deutz-Fahr a další. Plně řazené pod zatížením (obr. 2.1.2) Tento typ je založen na řazení všech převodů pod zátěží, bez nutnosti použití spojkového pedálu. Konstrukčně je řešena čelními ozubenými koly s přímým nebo šikmým ozubením, které do sebe zabírají. Řazení probíhá řadícími lamelovými spojkami, ovládanými tlakem oleje. Standardně nabízí 19 (18) stupňů vpřed a 7(4) vzad. Na přání je dodávána také s plazivými převody. Tyto převodovky nabízejí firmy: New Holland, John Deere, Massey Ferguson, Case Steyr a další. 2.2. Bezstupňové Převodovka v sobě spojuje stupeň účinnosti mechanické a výhody plynule měnitelné rychlosti pojezdu převodovky hydrostatické na základě větvení výkonu (obr. 2.2.1.). Převodovka je přitom vybavena menším počtem rotačních částí. Plynulá změna převodového poměru umožňuje optimální využití výkonového potenciálu motoru s vysokým stupněm

automatizace. Dnes ji najdeme u traktorů FENDT, CASE IH, STEYR, DEUTZ-FAHR, JOHN DEERE a nejnověji u MASSEY FERGUSON. Samostatnou kapitolou je dnes ovládání převodovek. Úplně vymizelo mechanické ovládání řadících prvků robustními pákami. Trend v tomto směru začal určovat Fendt, integrací ovládacích prvků převodovky do jediné multifunkční páky (obr. 2.2.2.), pohodlně ovládané jednou rukou. Tento směr se zdokonaloval až na dnešní soustředění ovladačů ergonomicky umístěných páky, která plní i funkci řazení. Řazení převodových stupňů, ovládání násobiče a redukce je umístěno do zmiňované víceúčelové páky a probíhá stiskem tlačítka, v případě přeřazování do jiné skupiny obvykle se stisknutou spojkou u v okolí volantu tak, aby se řidič mohl soustředit na řízení a sledování výsledné kvality práce. Páka pod volantem slouží pro směr jízdy, reverzaci a současně jako parkovací brzda. Nejnovější trend přechází k volbě směru jízdy posunem převodovek částečně řazených pod zatížením (obr. 2.2.3.). Převodovky plně řazené pod zatížením jsou ovládány ještě snadněji, neboť po zvoleném směru jízdy se pouhým stiskem tlačítka, nebo posunem řadící páky mění převodový stupeň. Některé převodovky jsou již vybaveny prvky automatizace, umožňující volbu nastavení tempomatu pro udržení pojezdové rychlosti nebo otáček motoru, případně pracovního režimu např. doprava, práce s vývodovým hřídelem a těžké - lehké polní práce. Ovládání CVT převodovek je nejsnazší, neboť přímo vybízí k automatizaci. Pojezd je řešen tzv. pojezdovým pedálem nebo pohybem páky, jehož stlačováním (posouváním) měníme rychlost, a otáčky motoru přizpůsobuje společný management řízení. Samozřejmostí je tempomat rychlosti a v některých typech je použitu tzv. potenciometr zátěže.

3. Reverzace traktorových převodovek Zpětný chod je u traktorových převodovek řešen na různých technických úrovních. Nejjednodušší řešení je zpátečka v základní převodovce, více rychlosti zpětného chodu umožňuje zpátečka ve skupinové převodovce nebo v předřazené skupině mechanického násobiče. Současný trend je plná reverzace převodovek, která mění smysl otáčení všech převodových stupňů. Řazení zpětných převodových stupňů je nejčastěji synchronizační spojkou, u straších konstrukčních provedení také přesuvnou objímkou.. V poslední době se stále více prosazuje řazení reverzace pod zatížením, tj.pomocí mokrých lamelových spojek nebo brzd, označována Reverschift nebo Powershuttle. 3.1 Konstrukce zpátečky Konstrukční provedení zpáteček je pomocí vloženého ozubeného kola. Mezi kolo prvního hnacího hřídele a kolo druhého hnaného hřídele je umístěno vložené kolo třetího, které mění smysl otáčení hnaného hřídele. Soukolí zpátečky v základní převodovce: celkový počet zpětných rychlostí je malý (je roven s x n, kde s = počet stupňů skupinové převodovky a n = počet stupňů násobiče). Také rozložení zpětných rychlostí je nevýhodné, protože skok rychlostí ve skupinové převodovce je velký. Soukolí zpátečky ve skupinové převodovce: celkový počet zpětných rychlostí je větší (roven p x n, kde p = počet stupňů základní převodovky) a jejich rozložení je výhodnější. Toto řešení je vhodné pro převodovky s 3 skupinovou převodovkou a soukolí zpátečky tvoří čtvrtou skupinu. Řadící pákou této skupinové převodovky je pak reverzována prostřední pracovní skupina. Soukolí zpátečky ve skupině mechanického násobiče: Mechanický násobič je převod půlící převodový rozsah mezi dvěma stupni základní převodovky. Zpětných chod zabudovaný v této skupině umožňuje reverzovat každý stupeň základní a skupinové převodovky. Prvním synchronem je řazen přímý záběr a násobič, druhý synchron umožňuje tuto násobičovou rychlost reverzovat. Rozložení zpětných stupňů je po celém rozsahu rychlostí traktoru

3.2 Reverzace Reverzování všech převodových stupňů je dosaženo reverzačním soukolím, vloženým před nebo za hlavní převodovkou. Tato reverzace je tvořena buď opět soukolím s vloženým kolem nebo planetovým soukolím. Reverzace i 2 násobič jsou tvořeny planetovým soukolím s dvojitými satelity. Planetové soukolí reverzace m navíc trojici vložených satelitů pro změnu smyslu otáčení. Rychlost vpřed a vzad je řazena synchronem. 3.3. Reverzace řazená pod zatížením Reverzace řazená pod zatížením využívá pro řazení dvojici mokrých lamelových spojek, které zároveň slouží jako rozjezdová spojka, a proto traktor není vybaven klasickou suchou motorovou spojkou. Pro tuto reverzaci je s výhodou využíváno také planetové soukolí, a pak je možno jednu ze spojek nahradit lamelovou brzdou. Úplné planetové soukolí: planetové soukolí je složeno s korunového kola, centrálního kola a unášeče, ve kterém jsou uloženy dvě sady satelitů ve vzájemném záběru. Vnější sada satelitů zabírá také s korunovým kolem a vnitřní s centrálním kolem. Vstup otáček je přes buben spojky spojený s unášečem satelitů, výstup je hřídelí spojenou s centrálním kolem a vnitřními lamelami spojky. Jízda vpřed:sepnutá spojka, rozpojena brzda, planeta je zablokována a otáčí se jako celek, točivý moment je veden přes sepnuté lamely spojky přímo na výstupní hřídel a smysl otáčení je souhlasný. 4.Násobiče točivého momentu traktorových převodovek Současné traktorové převodovky se skokovým řazením převodových stupňů (řazení pomocí synchronizačních spojek) jsou vybavovány předřazeným násobičem točivého momentu, který umožňuje řazení pod zatížením. Násobiče točivého momentu tedy slouží k přeřazení, tj.změně převodového poměru, bez přerušení toku momentu. Řazení je realizováno bez vypnutí spojky pojezdu. Při přeřazení převodového stupně v násobiči směrem dolů dojde ke snížení výstupních otáček a zvýšení znásobení točivého momentu (proto název násobič točivého momentu).

Vlastní přeřazování je prováděno pomocí mokrých lamelových spojek a u planetových násobičů také pomocí brzd, které jsou opět v olejové lázni. Spojky slouží k sepnutí dvou otáčejících se dílů násobiče a brzdy buď konstrukčně shodné se spojkami, nebo pásové k sepnutí otáčející se části násobiče se skříní převodovky, tedy k zabrzdění rotující části. Při přeřazování násobiče je jedna spojka nebo brzda, která se podílela na přenášení točivého momentu, rozpínána a zároveň jiná spojka nebo brzda, která bude přenášet točivý moment, spínána. Během prokluzu obou řadících elementů se spojitě změní otáčky na výstupu z násobiče z původních (n 1 ) na nové (n 2 ). Ovládání násobičů je nejčastěji elektrohydraulické (tlačítky na řadící páce) nebo mechanickohydraulické (páčkou pod volantem), popřípadě elektropneumatické. 4.1. Odstupňování násobičů Skok mezi následujícími stupni násobiče musí umožňovat přeřazení pod zatížením, tj. v tahu motoru, například při zahloubeném pluhu v orbě. Doba prokluzování řadících elementů musí být dosti krátká, aby nedošlo k velkému poklesu rychlosti traktoru a k udušení motoru. Sladěním velikosti změny převodového poměru s pružností motoru se dosáhne přijatelně plynulého přeřazení. Podle počtu převodových stupňů se rozlišují násobiče: 2 s převodovými poměry obvykle a až 1,2 až 1,3 3 s převodovými poměry obvykle 1 1,20 1,40 4 s převodovými poměry obvykle 1 1,22 1,50 1,80 4.2. Konstrukční provedení násobičů Jsou používána dvě základní konstrukční řešení: násobiče s čelními soukolími (při tomto řešení přenáší řadící spojky celý točivý moment tekoucí příslušnou větví násobiče), násobiče s planetovými převody (zde dochází k dělení toku momentu a řadící elementy přenášejí jen část momentu a jsou tedy méně zatěžovány).

4.2.1. Násobiče s čelními soukolími Násobič Zetor traktorů UŘ I, který využívá pro řazení násobiče suchou dvoulamelovou motorovou spojku a tok momentu je veden přes soukolí pohonu zadního vývodového hřídele (PTO). Vznikl tedy pouhým přidáním zubové spojky a ovládání, jinak využívá konstrukční elementy standardně použité v převodovém ústrojí. Násobič je řazen pneumatickým ovládáním, kdy při vypínaní lamely spojky pojezdu je zároveň zapínána lamela pohonu PTO a také zubová spojka. Toto jednoduché řešení však neumožňuje brzdění motorem při zapnutém násobiči, protože zubová spojka je schopna přenášet moment jen v jednom směru. 4.2.2. Násobiče s planetovým převodem 4.2.2.1. Násobič 2 S úplným planetovým soukolím (tj.korunovým kolem, satelity a centrálním kolem) byl používán u traktorů Zetor UŘ III. Točivý moment je přiváděn na korunové kolo a odebírán z hřídele unášeče satelitů. Při prvním stupni je sepnuta spojka, násobič je zablokován a otáčí se jako celek. Při druhém stupni násobiče je zabrzděna pásová brzda a po zastaveném centrálním kole odvalující se

satelity vyvozují otáčení výstupního hřídele s převodem i 2. Toto řešení umožňuje dosáhnout z konstrukčních důvodů nejmenší převod násobiče i 2 = 1,3, a to je dle dnešních požadavků hodnota vysoká. Proto traktory ZTS používají 2 násobič s úplnou planetou doplněnou dvojitými satelity. Točivý moment je opět přiváděn na korunové kolo a odebírán z hřídele unášeče satelitů. Při prvním stupni násobiče je sepnuta spojka, násobič je zablokován a převod je i 1 = 1. Zabrzděním lamelové brzdy je zastaveno centrální kolo a po něm se odvalují satelity pevně spojené satelity, které jsou v záběru s korunovým kolem, a tím je vyvozen druhý stupeň násobiče s požadovaným převodem i 2. 4.2.2.2. Násobič 3 Traktory Zetor UŘ III používají 3 násobič jednodušší konstrukce, tvořeny úplným planetovým soukolím, doplněným pouze čelními soukolími k pohonu centrálního kola. Točivý moment je opět přiváděn na korunové kolo a odebírán z hřídele unášeče satelitů. Při prvním stupni násobiče je sepnutá spojka, centrální kolo je spojeno s unášečem satelitů, a tím je násobič zablokován s převodem i 1 = 1. Spojka je sepnuta při druhém stupni. Všechna ozubená kola planetového převodu se otáčejí a výstupní otáčky hřídele unášeče satelitů přes záběr čelních ozubených kol pohánějí centrální kolo planetového soukolí. Při třetím stupni násobiče je zabrzděna pásová brzda, zastaveno centrální kolo a odvalující se satelity způsobují otáčení unášeče satelitů. Toto elegantní konstrukční řešení vzniklo rozšířením původního 2 násobiče o pohon centrálního kola spínaný spojkou.

4.2.2.3. Násobič 4 Vyvinutý firmou John Deere, využívá úplné planetové soukolí doplněné trojitými satelity s centrálními koly. Točivý moment je také přiváděn na korunové kolo a odebírán z hřídele unášeče satelitů. Při prvním stupni násobiče je sepnuta spojka a násobič je zablokován s převodem i 1 = 1. Pro další stupně násobiče s převodovými poměry i 2, i 3, i 4 je vždy zabrzděna jedna z brzd a tedy zastaveno jedno z centrálních kol. Příslušné ozubení trojitého satelitu se odvaluje po tomto stojícím centrálním kole a způsobuje otáčení unášeče satelitů s požadovaným převodovým poměrem. 5. CVT převodovky ze současných staveb traktorů Poslední výrobce, který použil v konstrukci traktorů plynulou změnu převodového poměru pomocí hydrostatického převodu ukončil svoji činnost k roku 1984. Až v roce 1996 zabudoval CVT převodovku s děleným tokem výkonu výrobce traktorů Fendt pod označením,,vario. Tři roky na to ohlásil tuto možnost změny převodového poměru také Case a Steyr s označením,, S Matic a potom to byl také Deutz Fahr s,,zf Eccom, John Deere s,, AutoPowr a jako poslední Massey Ferguson s,,dyna VT převodovkou. Jediný, který z elitní skupiny výrobců nemá CVT převodovku je New Holand, ale podle informací v časopise Profi 6/02 na této změně také pracuje. Výrobci traktorů John Deere, Massey Ferguson, Case Steyr a Deutz - Fahr nabízí obvykle CVT převodovku jako volbu z několika mechanických převodovek pro typovou řadu, která výkonem motorů odpovídá střední třídě. Současný stav je takový, že pouze výrobce traktorů Fendt nemá v nabídce převodovek jinou, než CVT volbu a to pro traktory od nižší střední až vyšší výkonové třídy, čímž se výrazně odlišuje od svých konkurentů. Všechny jmenované CVT převodovky jsou založeny na děleném způsobu přenosu výkonu. Jejich odlišnosti začínají podílem výkonu, který se přenáší přes mechanickou a

hydrostatickou část při pojezdových rychlostech a končí prvky automatiky, usnadňující ovládání traktoru. Proto se v další části zaměřím na popis konstrukce a funkce těchto převodovek. 5.1. Převodovka Vario Funkce Varia je dobře patrná ze schématu. Pokud traktor stojí, je od motoru přenášen točivý moment na planetovou převodovku, jež rozděluje výkon mezi hydrostatickou a mechanickou větev. Jelikož stojící pojezdová kola kladou v mechanické větvi odpor, veškerý výkon se přenáší přes unášeč satelitů na korunové kolo a dále na hydrogenerátor. Ten je však ve vodorovné poloze, takže se jeho pístky nepohybují, a tudíž nedává žádný tlak, hydromotor je v této fázi maximálně vykloněn, takže jsou i jeho pístky v maximálním zdvihu, jelikož ale nedostávají žádný tlakový olej, motor se netočí, a tudíž není ani přenášen výkon na pojezdová kola. Výsledkem je to, že traktor stojí. V okamžiku, kdy se pohne pákou joysticku, začne se vyklánět hydrogenerátor (podle zvoleného směru jízdy doleva či doprava), v hydraulickém okruhu začne růst tlak, a protože hydromotor je naklopen pro maximum svého výkonu, začne se přes jeho pístky přenášet výkon na sumarizační hřídel, dvoustupňovou převodovku a dále přes diferenciál na pojezdová kola.

S dalším zrychlováním se hydrogenerátor začne stále více naklápět a výkon se zvyšuje a tím i pojezdová rychlost. Jakmile je vykloněn do maxima, začne se do vodorovné polohy sklápět hydromotor. Tento proces pokračuje až do okamžiku dosažení maximální rychlosti, kdy je hydromotor ve vodorovné poloze, tudíž nepřenáší žádný výkon, hydrogenerátor je maximálně vykloněn, ale nemá kam svůj výkon přenést, tudíž má v podstatě brzdný účinek a veškerý točivý moment od motoru se přenáší přes unášeč satelitů na planetové kolo. V oblasti mezi krajními polohami náklonu hydromotoru je podíl hydrostatického a mechanického převodu plynule rozdělen od 100 do 0%, to znamená, že planetové kolo se postupně zrychluje a korunové kolo se zpomaluje. Takto Vario funguje, pokud jede traktor vpřed. A když traktor pojede do zadu tak, díky opačnému směru otáčení planetového kola nebude korunové kolo zpomalováno, ale zrychlováno, tím se bude i více roztáčet hydrostat a při couvání bude většina výkonu přenášena přes hydrostatickou větev. K vlastnímu ovládání převodovky postačuje pouze joystick. Pohybem vpřed se zrychluje, vzad zpomaluje, přičemž zvolený směr pohybu je indikován zelenými kontrolkami se šipkami na přístrojové desce. Pokud svítí obě, je převodovka v neutrální poloze. Jízdní rozsahy jsou dva. Polní a transportní a je možné je řadit za jízdy. Význam to má například při práci s čelním nakladačem, kdy se jeví jako výhodnější pomaleji zajet při nabírání do hromady a rychleji od ní odjet. 5.2. Převodovka Full Powershift Full Powershift 18/6 je převodovka plně řazená pod zatížením s 18 převodovými stupni pro jízdu vpřed a 6 pro jízdu vzad. Převodovka Full Powershift řadí převodové stupně prostřednictvím devíti lamelových spojek S1až S9 (ve schématu jich můžete napočítat deset, ale desátá neoznačená tradičně symbolizuje pohon přední nápravy a na funkci samotné převodovky nemá vliv). Výrobce dělí převodovku do tří částí a stejným způsobem rozlišuje jednotlivé lamelové spojky. V přední části jsou umístěny lamelové spojky S1 a S2, v prostřední části pak lamelové spojky S3, S4 a S5. V zadní části převodovky se nacházejí spojky S6, S7, S8 a S9. Spojky S6, S7 a S8 jsou spojky rozsahů, zatímco spojka S9 je spojkou zpátečkovou.

5.2.1. Proces řazení stupeň po stupni Jako příklad pro přiblížení samotného procesu řazení použijeme situaci, kdy se rozjíždíme na převodový stupeň 1 a budeme postupně řadit až na stupeň číslo 18 - tedy nejvyšší. V okamžiku, kdy stiskem kolébkového přepínače navolíme první převodový stupeň a rozjedeme se, napustíme olejem z nízkotlakého okruhu (1,6-1,8 MPa) více lamelové spojky S1, S3 a S7. Motor tedy otáčí tmavě červeným tělesem lamelové spojky S1, a protože ta je sepnuta, kroutící moment se přenáší na žlutou hřídel, jejíž ozubené kolo je v záběru s oranžovým ozubeným kolem, které je na společné hřídeli s lamelami sepnuté spojky S3. Takto se kroutící moment dostává na zelenou hřídel spojek S3, S4 a S5 (spojky S4 a S5 musejí být samozřejmě rozepnuty), součástí které je i ozubené kolo, které je v záběru s černým ozubeným kolem. Současně i toto kolo je v záběru s tmavě oranžovým kolem spojky reverzace S9 (která samozřejmě není sepnuta) a tak se kroutící moment přenáší až na vložené tmavě zelené kolo a tmavě červené kolo spojené s lamelami sepnuté spojky S7, tedy spojky skupinové. Takto se kroutící moment dostává na výstupní tmavomodrou hřídel, součástí které je i hruška diferenciálu. A nyní zařadíme převodový stupeň číslo 2.

Při řazení každého z 18 převodových stupňů jsou vždy sepnuty tři lamelové spojky - jedna z přední částí (S1), druhá z části prostřední (S3) a třetí z části zadní (S7). Pro vysvětlení funkce převodovky si můžeme pomoci velice zjednodušeným, ale dostatečně názorným přirovnáním - spojky S1 a S2 v přední části lze přirovnat násobiči želva/zajíc. Spojky S3, S4 a S5 v prostřední části pak třem synchronizovaným stupňům a spojky skupin v zadní části převodovky (S6, S7, S8 a S9) skupině A (redukce), B (plazivé) a C (silniční rychlosti) + zpátečka. 5.3. Převodovka ZF ECCOM Převodovka Eccom je v současnosti dodávána pod názvem AutoPowr do modelové řady 6020 od firmy John Deere stejně jako do bezstupňového modelu TTV od firmy Deutz- Fahr. Má čtyři jízdní rozsahy (podobně jako S-matic- převodovka traktorů CVX/CVT), které jsou ovšem automaticky řazeny lamelovými spojkami místo spojkami zubovými (u CV jako X/CVT

5.3.1. Konstrukce převodovky ZF ECCOM ZF na jedné straně přivádí pohybovou energii motoru na korunové kolo H1(které se otáčí s motorem) a na straně druhé k hydrogenerátoru s proměnlivou dodávkou oleje Hp. Hydromotor s konstantní dodávkou oleje Hm pohání centrální kolo S1 (proti směru otáčení motoru), které patří k prvnímu planetovému převodu PG1. Otáčející se satelity (P1) pohybují unášečem satelitů polovičními otáčkami oproti setrvačníku motoru. To platí i pro korunové kolo H2 a unášeč satelitů T3. Hp/Hm: hydrogenerátor/hydromotor T1 až T4: unášeče satelitů S1 až S4: centrální kola K1 až K4: lamelové spojky P1 až P4: satelity KV: lamelová spojka vpřed H1 až H4: korunová kola KR: lamelová spojka vzad B: Lamelová spojka v obalu spojky Ozubení "a" s "b" do sebe zapadá Obr.5.3.1.2. Nákres převodovky ZF ECCOM Protože se unášeč satelitů T2 otáčí stejnou rychlostí jako motor, dosáhnou centrální kola S2 a S3 dvojnásobných otáček oproti motoru. Ale protože otáčky unášeče satelitů T3 odpovídají polovině otáček motoru, bude korunové kolo H3 stát. Sepnutá spojka přenáší tuto "NEČINNOST"na centrální kolo S4 a z důvodu sepnuté brzdy B na unášeč satelitů T4. Díky tomu zůstane traktor i na svahu stát. Jakmile dá řidič impuls k jízdě, hydrogenerátor sníží dodávku oleje a modré centrální kolo S1 zpomalí svůj zpětný pohyb. Přes satelity P1se zrychlí unášeč satelitů T1 a

s ním také H2 a T3. Současně budou zpomalovat centrální kola S2 a S3. Při nulovém dodávce hydrogenerátoru, bude centrální kolo stát. V tomto stádiu je výkon přenášen zcela mechanicky. Když nyní dodává hydrogenerátor olej opačným směrem (naklopení hydromotoru z nulové polohy), zrychlí se otáčky centrálního kola S1 ve stejném směru jako má korunové kolo H1. Když S1 dosáhne otáček motoru, platí to i pro T1, H2 a T3. Proti otáčkám motoru se také rovnoměrně zpomalují centrální kola S2 a S3. Při maximální dodávce hydrogenerátoru dosahují konstrukční prvky v planetových převodech PG1, PG2 a PG3 stejných otáček jako má motor. Přes spojku K1 a centrální kolo S4 zůstane zbývající čtvrtina otáček motoru. Traktor tak jede na konci prvního rychlostního rozsahu rychlostí asi 6 km/h. Spojka K1 je nyní uvolněna a K2 sepnuta. Díky obnovenému zpětnému naklápění hydrogenerátoru se postupně přes nulovou polohu dosáhne na centrálním kole S1 opačných otáček než má motor a při maximu se centrální kola S2/S3 dostanou na dvojnásobek otáček motoru. Přes Spojku K2 pokračuje přenos na S4 a tím i na T4. Traktor nyní jede asi 12 km/h, což je maximum druhého rychlostního rozsahu. Poněvadž se nyní otáčky T4 a T1 shodují (polovina otáček motoru), muže být spojka K3 sepnuta a brzda B uvolněna. 5.2.2. Z rychlení převodovky Je nutno hydrogenerátor opět naklápět. Přes spojku K3 pojede traktor na konci třetího rychlostního rozsahu na hranici rychlosti 24 km/h. Otáčky všech prvků planetových převodů PG1 až PG4 odpovídají otáčkám motoru. Nyní je spojka K3 uvolněna a předává výkon na K2 (ta byla dosud sepnuta) a K4. Díky opětovnému natáčení hydrogenerátoru zrychlí centrální kola S2/S3 až na dvojnásobné otáčky vůči motoru. Protože jsou spojky K2 a K4 v přímém záběru s diferenciálem zadní nápravy, dosahuje traktor svojí konečné rychlosti. To obnáší v závislosti na pneumatikách asi 50 km/h.

5.4. Funkce bezstupňové převodovky Funkci plynulé změny převodového poměru lze popsat podle (obr.5.4.1.). Konstrukční složení odpovídá výše popsanému tedy hydrostatickému převodníku a jednoduchému planetovému převodu, u kterého je unašeč výstupním členem. Funkci lze popsat následovně za předpokladu, že otáčky motoru n m jsou konstantní: Traktor stojí Otáčky n m má i kolo Z 1 a centrální kolo P, unašeč r stojí a protože počet stupňů volnosti je roven jedné, tak v planetovém ústrojí vzniká převod, který se označuje jako prostý. Přes dvojici ozubených kol Z 1, Z 2 se otáčky a moment motoru dostává k hydrogenerátoru, jehož Vg je největší, protože je skloněn pod největším úhlem α. Tím dochází k přenosu výkonu prostřednictvím tlakové kapaliny na hydromotor, který je také skloněn pod největším úhlem α a přeměňuje tlak a průtok kapaliny na výstupní otáčky a kroutící moment, které jsou pomocí kola Z 3 předávány korunovému kolu K s opačným smyslem otáčení než má centrální kolo P. Dojde k tomu, že velikost obvodové rychlosti kola P a K je stejná ale opačná. To způsobí zabezpečení klidového stavu případně i stání v kopci, aniž by musel řidič použít brzdy. n m - otáčky motoru Vg - geometrický objem úhlem α úhel naklonění

Traktor jede a zrychluje Otáčky Z1 a P se nemění a odpovídají otáčkám motoru. Ke změně dochází v časti hydrostatické, u které hydrogenerátor začíná zmenšovat Vg (naklání se k nulovému úhlu α) při nezměněné poloze hydromotoru nastane poklesem obvodové rychlosti korunového kola K a následně i pohybem unašeče r, který způsobí pohyb traktoru. Nyní pracuje planetové ústrojí jako diferenciál (počet stupňů volnosti je roven dvou nevzniká převod). Jakmile bude velikost úhlu α rovna nule, Vg hydrogenerátoru bude nulový a tedy i přenos výkonu přes hydrostatickou část, a veškerý výkon motoru bude přenášen mechanicky (planetové ústrojí má jeden stupeň volnosti a pracuje jako převod). Další zrychlování nastane v okamžiku pohybu hydrogenerátoru do opačné polohy tzv. α se mění od 0 k maximu opačným směrem a opět se začne přenášet výkon motoru přes hydrostatickou část. Dojde také ke změně smyslu otáčení korunového kola K, které má nyní stejný smysl jako planetové kolo P poháněné přímo od motoru (planetové ústrojí pracuje jako diferenciál, počet stupňů volnosti je dva). Nejvyšší pojezdová rychlost je dosažena při největším úhlu α, kdy velikosti obvodových rychlostí kola K a P dosáhnou stejné velikosti a smyslu, kterou dosáhne i unašeč r, a celé planetové ústrojí se otáčí jako jeden celek. Chování jednotlivých částí planetového ústrojí lze nejlépe poznat pomocí jednoduchých schémat s vyznačenými obvodovými rychlostmi jednotlivých kol (obr.5.4.2). Pro znázorněné stavy platí že : Stání = - max, = max, platí - max = max a tím = 0 Jízda = 0, = max, platí ½ max Max. rychlost = max, = max, = max, platí = = Obr.5.4.2. Diagram obvodových rychlostí - vektor rychlosti unašeče - vektor rychlosti korunového kola - vektor rychlosti centrálního

6. Měření a hodnocení tahových vlastností traktorů John Deere 7810 Autopowr 6.1. Cíl práce Cílem práce bylo vyhodnocení ekonomiky provozu traktorů s hydromechanickými převodovkami. Dalším cílem bylo zjistit tahové vlastnosti a energetickou náročnost. Pro splnění vytýčeného cíle bylo třeba provést tahové zkoušky, které byly realizovány na válcové zkušebně. Vyhodnocením naměřených parametrů byly získány hodnotící parametry, které byly graficky zpracovány. Rozborem grafických záznamů byly formulovány závěry pro praxi. 6.2. Úvod do měření Měření bylo provedeno na základě zájmů prodejců této techniky, kteří chtěli poznat, jak skutečně je schopen řídící management snižovat měrnou tahovou spotřebu paliva, a jak se projeví na velikosti spotřeby nastavení ovládacích potenciometrů. Prodejci si uvědomují, že chtějí-li dobře prodávat, musí poskytnout uživateli dostatek kvalifikovaných informací, které se stávají rozhodujícími v oblasti snižování nákladů na provoz mobilní techniky (Bauer, 2002). Měření se uskutečnilo v lednu a únoru roku 2003 na traktorové zkušebně VDU E270T E150T Mendelovy zemědělské a lesnické univerzity. Laboratorní měření má výhodu v tom, že vytvoří stejné podmínky při zkoušení traktorů, a zajistí tak možnost srovnání naměřených hodnot, na rozdíl od terénních měření, při kterých jsou výsledky ovlivněny řadou faktorů, které se obtížně eliminují. 6.3. Technické parametry měřených traktorů Traktor John Deere 7810 AutoPowr Číslo motoru: RG 6081T150320 Číslo traktoru: RW 7810D073948 Rok výroby: 2002 Počet motohodin: 660

SPZ: BNJ 51-50 Vybrané základní údaje uváděné výrobcem: Motor Výkon max. (ECE-24) [kw] 135 Jmenovité otáčky [min -1 ] 2100 Max. točivý moment [Nm] 870 Počet válců 6 Vrtání [mm] 116 Zdvih [mm] 129 Objem válců [dm 3 ] 8,1 Chlazení motoru kapalinové Přeplňování turbokompresorem Vstřikovací čerpadlo řadové Regulátor otáček elektronický Převodovka Typ Řazení Pohon pojezdu AutoPowr s plynulou změnou převodového poměru 4K4 Hmotnosti Celková [kg] 8650 Přední [kg] 4000 Zadní [kg] 4650 Závaží vpředu [kg] 800 Traktor byl vybaven předním tříbodovým závěsem a PTO. Rozměr pneumatik Zadní náprava MICHELIN 710/70 R38 XM28 huštění 140 kpa Přední náprava ALLIANCE 600/65 R 28 huštění 170 kpa

6.4. Popis traktorové zkušebny Jednalo se o laboratorní měření na traktorové zkušebně VDU E270T E150T z produkce české firmy MEZSERVIS spol. s.r.o. Vsetín, vybavené čtyřmi nezávisle řízenými elektrickými dynamometry, na které se přenáší tahová síla z každého kola prostřednictvím párových válců o Ø 512 mm přes planetové převodovky a ozubené řemeny. Traktorová zkušebna má měnitelný rozvor od minima 2 000 mm po maximum 3 500 mm. Maximální měřitelná tahová síla je 200 kn a tahový výkon na kolech 420 kw. Tyto parametry jsou dosažitelné v rozsahu rychlostí 0 16 km/h. Charakter povrchu měřících válců se blíží svými adhezními vlastnostmi betonové vozovce. Obvodová rychlost kol i válců je měřena přesnými inkrementálními čidly s přesností 0,01m/h. Čas odečtu hodnot na těchto i ostatních čidlech je 55 ms, tj. s frekvencí 18 Hz. Celkově může být z této části traktorové zkušebny snímáno 95 velečin s uvedenou frekvencí a v reálném čase zaznamenáváno. Stejně je zaznamenáváno, resp. počítáno z přídavných měření dalších 52 veličin, např. 9x teplotní údaje, 8x tlakové údaje, spotřeba paliva, otáčky motoru, barometrický tlak. Druhou část zkušebny tvoří pojízdný vířivý dynamometr VD 500, který je možno přistavit do osy traktorové zkušebny a připojit přes kloubový hřídel na vývodový hřídel traktoru. Měření spotřeby paliva je provedeno objemově pomocí průtokoměru Flowtronic s chladičem (typ 206 a 4705) se současným měřením teploty paliva a okamžitým přepočtem na hmotnostní spotřebu. Měřené a počítané veličiny tj. otáčky, točivý moment, výkon motoru na PTO jsou zaznamenávány s frekvencí 18 Hz. Všechna použitá čidla jsou cejchována. Řízení celé zkušebny zajišťuje v reálném čase server na základě zadaného programu podle typu zkoušky. (Sedlák, 2001).

7. Metodika měření 7.1. Měření tahové charakteristiky Tahová charakteristika byla měřena na již zmíněné válcové zkušebně. Při zkoušce byl zapnut pohon obou náprav a také připojen dynamometr na vývodový hřídel, kterým se dalo odvádět část výkonu motoru a tím simulovat práci např. s vývodovým hřídelem. I zde má operátor dvě možnosti pro nastavení režimu zkoušky: F [síla]- konstant, operátor nastaví velikost max. síly, kterou budou pojezdová kola brzděna prostřednictvím válců a také čas, za jaký má být této síly dosaženo. v [rychlost] konstant, operátor nastaví horní a spodní hodnotu rychlosti válců a také čas za jaký má být dosaženo poklesu mezi oběma stavy rychlosti. Měření začíná až po zahřátí provozních náplní. Zkušební technik nastavil ovládací prvky traktoru na zvolené hodnoty ( ruční plyn, pedál pojezdu, potenciometr stlačení, spínač rozsahu rychlostí) a po zvolení směru jízdy se s traktorem rozjel a začal otáčet válci pod každým kolem. Po ustálení hodnot asi 30 s, byla zkouška zahájena a válce začaly být brzděny od nulové po max. sílu dle nastavení, obvykle tak, aby se dosáhlo těsně za hranici nejvyššího tahového výkonu. Výsledkem byla vždy závislost, tahového výkonu, prokluzu, měrné tahové spotřeby, otáček motoru a rychlosti v reálném čase na tahové síle, tedy Pt, δ, mpt, n m, vp = f (čase) převedené do grafické podoby. 7.2. Měření tahové charakteristiky John Deere 7810 Autopower Při měření John Deere 7810 Autopower byla použita metoda v konstant s max. rychlostí válců dynamometru 15, 9 a 6 km/h (15 km/h je současně nejvyšší rychlost kterou válce umožňují) a spodní hranice byla nastavena

na 9, 6, 4 a 3 km/h. John Deere 7810 Autopowr nabízí čtyři režimy pro nastavení, z nichž každý charakterizuje určitý druh práce, která bude při činnosti traktoru převládat. Nastavení provádí řidič prostřednictvím voliče převodovky. Parametry nastavení před zkouškou Číslo měření Měnící Neměnící 10,14,16 32 21,22,23 25,26,27 pojezdová rychlost nastavena na 15, 9 a 6 km/h výkon motoru odebíraný přes vývodový hřídel tempomat otáček na 0, 1650 a 1800 min-1 tempomat otáček na 0, 1800 a 2000 min-1 - volič převodovky nastaven na 0 - volič převodovky nastaven na 1 - pojezdová rychlost na 10 km/h - konstantní tahová síla 32 kn - tempomat otáček na 0 zapnutý vývodový hřídel 1000 N - ruční plyn nastaven na max - volič převodovky nastaven na 2 - tempomat rychlosti nastaven na 15 km/h - ruční plyn nastaven na max. - volič převodovky nastaven na 3 - tempomat rychlosti nastaven na 15 km/h - ruční plyn nastaven na max. Výsledná tahová charakteristika (Příloha) Tab. 7.2.1. Nastavení regulačních prvků hodnocených měření měření Obr. 1.1 3 Obr. 1.2 1 Obr. 1.3 3 Obr. 1.4 3 Počet Poloha: 0 (vypnuto) převodovka nebude automaticky řadit a udržovat otáčky motoru při změně zatížení. Používá se pouze při zapojování nářadí k traktoru. 1 nastavení vhodné při práci s vývodovým hřídelem, převodovka bude samočinně řadit, aby udržela nastavené otáčky motoru. Vše probíhá při plném ručním plynu.

2 - nastavení vhodné pro orbu a kypření, převodovka bude samočinně řadit, aby udržela otáčky 1950 min -1 a při nízkém nebo žádném zatížení udržela otáčky motoru na 1500 min -1. Vše probíhá při plném ručním plynu. 3 nastavení vhodné pro přejezdy a mělké kypření, převodovka bude při zatížení samočinně řadit, aby udržela otáčky motoru 1950 min -1 a při nízkém nebo žádném zatížení udržela otáčky motoru na 1200 min -1. Vše probíhá při plném ručním plynu. Všechna tato nastavení s vyjímkou polohy,,vypnuto lze ještě kombinovat s tempomatem otáček, jehož nastavenou hodnotu se společný management řízení snaží udržovat. Potenciometr je jediný regulační prvek, kterým může řidič zasahovat do práce řídícího managementu. Měření tahových vlastností probíhalo při postupném nastavení všech poloh voliče převodovky, s odlišným nastavením zmiňovaného tempomatu. Každý z těchto režimů byl vyzkoušen v různých kombinacích na zkušebně (celkem 47 měření). Z těchto měření jsem vybral reprezentativní vzorek, který v sobě zahrnuje základní režimy nastavení voliče převodovky s regulačními prvky. 7.3. Vyhodnocení tahových charakteristik traktoru JohnDeere 7810 Autopowr Práce v režimu s voličem převodovky na 0 při měnící pojezdové rychlosti (Příloha,Obr. 1.1.) - při měření se zkoušely tři pojezdové rychlosti 15, 9 a 6 km/h. Nejvyšší naměřený tahový výkon 87,5 kw byl při pojezdové rychlosti 12,6 km/h a tahové síle 25 kn. Vše při výchozí pojezdové rychlosti 15 km/h. Otáčky motoru přitom klesly z max. hodnoty 2264 min -1 na 1969 min -1 s měrnou tahovou spotřebou 343 g.kw -1.h -1. Management řízení reagoval na rozdílné nastavení pojezdové rychlosti tak, že se snažil dosáhnout nejvyššího tahového výkonu jako při rychlosti 15 km/h, ovšem nižší pojezdovou rychlost nahrazoval tahovou silou. Ta při nastavení pojezdové rychlosti 9 km/h dosáhla 43,7 kn s nejvyšším tahovým výkonem 87,1 kw s pojezdovou rychlostí 7,2 km/h. Otáčky motoru klesly na 1990 min -1 s měrnou tahovou spotřebou 345 g.kw -1.h -1. Při nejnižší nastavené rychlostí 6 km/h dosáhl traktor nejvyššího tahového výkonu 75,1 kw při tahové síle 52,7 kn pojezdové rychlostí 5,1 km/h. Měrná tahová spotřeba byla 362 g.kw -1.h -1 při otáčkách motoru 2225 min -1. Tento tahový výkon byl nižší o 12 kw proti předchozím rychlostem, což lze přisuzovat rostoucím ztrátám prokluzem. Z obr 1.1. také vyplývá, že

management pracoval tak, aby udržel v nejširším rozsahu tahové síly konstantní otáčky motory. To znamená, že zde musela převládat regulace převodovky, která se snažila zvyšujícím převodovým poměrem nahradit kroutící moment motoru. Regulace probíhala pouze do určitého zatížení (tahové síly), od kterého již převodovka zvyšovala svůj převodový poměr jen nepatrně (prakticky zůstal konst.). Tím se přeneslo zatížení i na motor a proto jeho otáčky začaly klesat, vždy na takovou hodnotu, která zajistila rezervu výkonu motoru. Zvolený režim je vhodný pouze pro práci, která souvisí se zapojováním nářadí nebo krátkými přejezdy v podniku. Je to z toho důvodu, že traktor pracuje při velmi vysokých otáčkách motoru, což výrazně zvyšuje hodnotu měrné spotřeby. Práce v režimu s voličem převodovky na 1, při nastavené pojezdové rychlosti 10 km/h (Příloha,Obr. 1.2.) Nastavila se tahová síla na konstantní hodnotu 33 kn a velikost pojezdové rychlosti na 10 km/h. Otáčky motoru byly pomocí ručního plynu nastaveny na maximum. Jediná hodnota, která měnila svoji velikost, byl výkon motoru odebíraný stupňovitě přes vývodový hřídel až na 100 kw. Podle výrobce má traktor na tuto situaci reagovat snížením a udržováním otáček motoru na hranici 1950 min -1, neboť ta znamená výkon motoru 113 kw. Maximální výkon motoru je pouze o 4 kw vyšší. Přesně tímto způsobem se traktor choval, což dokládá i průběh otáček. Tedy s rostoucí hodnotou odebíraného výkonu přes vývodový hřídel klesala pojezdová rychlost a tím i tahový výkon, protože přednější je udržení konstantních otáček pro kvalitní práci hnaného mechanismu stroje. Jakmile odebíraný výkon poklesl, okamžitě se zvýšila pojezdová rychlost a tahový výkon. Celá regulace probíhala pouze zvyšováním převodového poměru. Pojezdová rychlost klesala, protože otáčky motoru musely zůstat konstantní. Smysl tohoto nastavení na voliči převodovky je sporný, neboť při funkci tempomatu otáček, kterým lze nastavit hodnotu, jenž bude management udržovat, je funkce této polohy nadbytečná. Pravdou je, že výkon motoru byl odebírán přes vývodový hřídel pouze v této poloze a není tedy jasné, jak by management reagoval na tuto situaci např. v poloze 2. Přesto má tato regulace svůj význam. Vhodné nastavit nejvyšší pojezdovou rychlost pro připojený pracovní stroj proto, aby se co nejlépe využil výkon motoru a vzrostla produktivita práce, při rovnoměrně udržované kvalitě prováděné práce.

Práce v režimu s nastaveným voličem převodovky na 2, při nastaveném tempomatu otáček na 0, 1650 min -1 a 1800 min -1 (Příloha,Obr. 1.3.) při tomto nastavení voliče převodovky se předpokladá vynaložení nejvyššího tahového výkonu, protože zpracování půdy patří k výkonově nejnáročnějším operacím. Nejvyšší tahový výkon 103,3 kw byl naměřen při nastaveném tempomatu otáček na 0. Management řízení mohl pracovat až se 113 kw výkonu motoru, protože jakmile by otáčky klesly na hranici 1950 min -1, začal by tuto hranici udržovat, což se potvrdilo i při měření. Proto, jestliže se nastavila jakákoliv nižší hodnota otáček motoru prostřednictvím tempomatu, vždy musel být tento tahový výkon nižší, i když se získal, jako v případě nastavení 1800 min -1 prakticky max. výkon motoru 117 kw. To je způsobeno tím, že pojezdovou rychlost ovlivňují i otáčky motoru. Proto jestliže jsou nejvyšší, musí být i pojezdová rychlost největší ze všech. Ovšem rozdíly mezi jednotlivými průběhy tahových výkonů jsou řádově v kilowatech, takže rozdíl tahových výkonů při nastavených otáčkách 1800 min -1 a nulovou polohou tempomatu není tak velký, ale rozdíl v měrné tahové spotřebě je již značný. Nejvyšší tahový výkon byl naměřen při tahové síle 31kN, pojezdové rychlosti 12 km/h s měrnou tahovou spotřebou 313,2 g.kw -1.h -1. Při nastavených otáčkách motoru na hodnotu 1800 min -1 byl nejvyšší tahový výkon 91 kw, pojezdová rychlost 11,4 km/h, tahová síla 28,7 kn a měrná tahová spotřeba 292,1 g.kw -1.h -1. Při nastavených otáčkách motoru 1650 min -1 byl nejvyšší tahový výkon 88,8 kw, pojezdová rychlost 8,2 km/h, tahová síla 39,1 kn a měrná tahová spotřeba 282,3 g.kw -1.h -1. Z průběhů tahových výkonů je vidět snaha managementu udržovat konstantní rozsah v oblasti nejvyšších hodnot, což umožňuje déle pracovat s nižší měrnou tahovou spotřebou, při udržení vysoké produktivity práce. Přibližně do 12 kn jsou otáčky motoru pod hranicí, která je nastavená na tempomatu (oblast nejvyšších kroutících momentů). Proto může být velikost převodového poměru nižší, neboť se pracuje s vysokým kroutícím momentem, což se projeví malým poklesem pojezdové rychlosti. Jakmile je tahová síla 12 kn překročena, převodovka začne zvyšovat převodový poměr a nahrazovat klesající kroutící moment motoru. Výsledkem je nárůst otáček motoru na zvolenou hodnotu a její konstantní udržování. Zvýšení otáček motoru a převodového poměru se projeví poklesem pojezdové rychlosti. Práce v režimu s voličem převodovky na 3, při nastaveném tempomatu otáček na 0, 1800 min -1 a 2000 min -1 (Příloha,Obr. 1.4.) průběhy naměřených hodnot jsou velmi podobné těm, které byly naměřeny v předchozím případě. Nejvyšší tahový výkon 110,3 kw byl naměřen při tahové síle 34,12 kn, pojezdové rychlosti 11,64 km/h, prokluzu 6,99

% a měrné tahové spotřebě 291,76 g.kw -1.h -1 s tempomatem otáček na 0. Průběhy tahových výkonů jsou velmi podobné těm, které byly naměřeny s voličem převodovky na 2. Odlišnost se týká pouze průběhu otáček motoru, kdy do hranice 12 kn, byly 1200 min -1 (to uvádí i výrobce při nízkém zatížení) a po překonání této hranice lineárně stoupaly až k nastavené hodnotě. Reakce managementu byla stejná i při nulovém nastavení tempomatu otáček. Čím nižší otáčky motoru byly nastaveny na tempomatu, tím nižší tahový výkon byl dosažen. Při 1800 min -1 byl max. tahový výkon 89,1 kw při tahové síle 35,7 kn s pojezdovou rychlostí 9 km/h a měrnou tahovou spotřebou 296,7 g.kw -1.h -1. Průběh pojezdové rychlosti i tahových výkonů je shodný s předchozím nastavením a regulace managementu probíhá stejným způsobem.

8. Závěr Cílem této bakalářské práce je zabývat se metodikou hodnocení převodového ústrojí traktoru. Já jsem hodnotil převodové ústrojí traktoru John Deere 7810 Autopower práce v režimu s voličem převodovky na (0,1,2,3,). U traktorů John Deere 7810 Autopowr má řidič možnost ovlivňovat hospodárnost provozu tempomatem otáček a ještě k tomuto tempomatu nabízí volič převodovky. O velikost otáček motoru a převodového poměru se již řidič nemusí zajímat, neboť tyto hodnoty jsou vždy nastaveny s ohledem na zvolený režim prostřednictvím jmenovaných regulačních prvků. Je to tedy cesta ke snižování spotřeby paliva, které tvoří významnou část provozních nákladů. Otázkou však zůstává, zda velikost úspor dosáhne za životnost traktorů s CVT převodovkou takové hodnoty, která by dokázala zvýšenou cenu kompenzovat. Na druhou stranu přináší zvýšená cena vyšší komfort ovládání a pohodlí řidiče, což jistě přispěje ke snížení zdravotních dopadů při řízení traktoru.

9. Použitá literatura 1. Bauer, F. : Problematika využití traktorů vyšších výkonových tříd., ÚZPI 1999 2. Bauer, F., Novotný, A. : Hydraulické systémy zemědělských strojů.,všz Brno 1993 3. Beneš, P. : Ovládání nového TMS., Mechanizace zemědělství 1, Praha 2003 4. Beneš, P. : Zajímavé otázky na téma bezstupňové převodovky., Mechanizace zemědělství 1, Praha 2002 5. Beneš, P.: Zkušenosti z provozu traktoru Fendt Vario 930 TMS., Mechanizace zemědělství 9, Praha 2003 6. Beunk, H. :Geschichte des stufenlosen Getriebes im Schlepperbau,Teil 1 :Es gab sie schon vor 35 Jahren. Profi - magazin fur agrartechnik 4, Munster 2002 7. Beunk, H.: Geschichte des stufenlosen Getriebes im Schlepperbau,Teil 3: Stufunlose Zukunft mit Kette und Strom., Profi - magazin fur agrartechnik 6, Munster 2002 8. Hlavňa, V., Kukuča, P., Isteník, R., Labuda, R., Liščák, Š. : Dopravný prostriedok - Jeho motor., ŽU Žilina 2000 9. Kavka, M. a kol. :Podnikatelské záměry v zemědělství., IVV 1994 10. Krutiš, M. : Diplomová práce, Vyhodnocení tahových vlastností traktorů., Brno 2000 11. -ne-. : Plynulé převodovky TTV., Mechanizace zemědělství 1, Praha 2002 12. Neunaber, M. :Grose profi-umfrage Stufenlose Getriebe:,,Sehr zufrieden,aber es muss noch deutlich besser werden!, Profi - magazin fur agrartechnik 4, Munster 2003 13. Novotný, J., Kubále, J. : Traktory a automobily, díl 2., Praha 1962 14. Pastorek, Z. a kol. : Traktory., Savov 2001 15. Pastorek, Z. a kol. : Zemědělská technika dnes a zítra., Martin Sedláček 2002 16. Sedlák, P., Podlipný, V. : Laboratoře ústavu základů techniky a automobilové dopravy MZLU v Brně., Technické trendy 9, Praha 2001 17. Semetko, J. a kol. : Mobilní energetické prostředky C3., Příroda 1986 18. Stehno, L. : První Massey Ferguson s plynulou převodovkou!, Mechanizace zemědělství 8, 2003 19. Svoboda, J. : Planetové převody., ČVUT Praha 2000 20. Štastný, M. : CVT převodovky v praxi., Mechanizace zemědělství 1, Praha 2002 21. Vlk, F. :Dynamika motorových vozidel.,vlk 2000 22. Vlk, F. :Převodová ústrojí motorových vozidel.,vlk 2000 23. Firemní a prospektová literatura firem: Fendt, Case IH, John Deere, Deutz Fant