prof. Ing. František Bauer, CSc.

Mendelova zemědělská a lesnická univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav techniky a automobilové dopravy Hodnocení tahových vlastností traktorů ve výkonové kategorii motoru nad 150 kw Bakalářská práce Vedoucí práce: prof. Ing. František Bauer, CSc. Vypracoval: Jiří Čermák Brno 2007

PROHLÁŠENÍ Prohlašuji, že jsem bakalářskou práci na téma: Hodnocení tahových vlastností traktorů ve výkonové kategorii motoru nad 150 kw vypracoval samostatně a použil jen pramenů, které cituji a uvádím v přiloženém seznamu literatury. Bakalářská práce je školním dílem a může být použita ke komerčním účelům jen se souhlasem vedoucího diplomové práce a děkana AF MZLU v Brně. V Brně dne 24.dubna 2007 Podpis studenta:...

Na tomto místě bych rád poděkoval prof. Ing. Františku Bauerovi, CSc. za vedení mé práce, odborné konzultace a poskytnutí cenných rad a připomínek. Rovněž děkuji svým rodičům, kteří mi umožnili studovat na Mendelově zemědělské a lesnické univerzitě v Brně a podporovali mě během celého studia.

Abstrakt Hlavním cílem práce bylo provést analýzu tahových vlastností dvou traktorů různých výrobců, stejné výkonové kategorie s hydromechanickou převodovkou. Získané hodnoty byly zpracovány metodou regresní analýzy. V závislosti na tahové síle byly vyneseny tahový výkon, prokluz, rychlost a měrná tahová spotřeba paliva. Posuzoval jsem traktory Fendt 920 vario a John Deere 7920 ivt. Výsledkem byla analýza hodnot obou traktorů. Z provedené analýzy vyplývá, že traktor Fendt 920 vario měl o 12,06% větší zatížení na přední nápravu, což se projevilo na velikosti styčné plochy pneumatik a také na větším záběru traktoru. Vlivem většího zatížení vzrostl tahový výkon o 11,58%, tím se snížila měrná tahová spotřeba o 11,8% a účinnost byla vyšší o 4,45% oproti traktoru John Deere 7920 ivt. Klíčová slova: tahový výkon, tahová síla, prokluz, měrná tahová spotřeba paliva Abstract The main objective of the work was to analyze the drawbar characteristics of two tractors from the different producers, of the same category with hydromechanical transmission. Obtained values were processed by the method of regressive analyze. There were plot the drawbar power, the slip, the speed and the fuel drawbar consumption ratio, in dependence on the drawbar pull. Following types of tractors were examined: Fendt 920 vario a John Deere 7920 ivt. The analyze of the values of tractors was the result. From the processed analyze it results that the tractor Fendt 920 vario had any 12.06% higher weighting to the front axle, what was shown on the size of the contact area of the tires and also on the bigger grip of tractor. Owing to the bigger weighting the drawbar power was increased any 11.58% thereby the fuel drawbar consumption ratio was decreased any 11.8% and the efficiency was higher any 4.45% compared to the tractor John Deere 7920 ivt. Key words: drawbar power, drawbar pull, slip, fuel drawbar consumption ratio

Obsah: 1 ÚVOD... 9 2 CÍL PRÁCE... 10 3 PŘEHLED SOUČASNÉHO STAVU ŘEŠENÉ PROBLEMATIKY... 11 3.1 Současný stav technické úrovně v konstrukci traktorů... 11 3.2 Motor... 12 3.3 Převodová ústrojí traktorů... 14 3.3.1 Převodovky... 14 3.3.1.1 Převodovky s omezeným počtem stupňů řazených při zatížení... 15 3.3.1.2 Převodovky se všemi stupni řazenými při zatížení... 17 3.3.1.3 Převodovky s plynulou změnou převodového poměru... 17 3.4 Podvozky... 20 3.4.1 Odpružení přední hnací nápravy... 21 3.4.2 Nezávislé odpružení přední hnací nápravy... 21 3.4.3 Přední náprava SuperSteer... 22 3.4.4 Pneumatiky... 22 3.4.4.1 Radiální pneumatiky... 22 3.4.4.2 Flotační pneumatiky... 23 4 METODIKA MĚŘENÍ TAHOVÝCH CHARAKTERISTIK... 24 4.1 Vyhodnocení tahových zkoušek... 25 4.2 Technické parametry měřených traktorů... 27 4.2.1 Traktor Fendt 920 vario... 27 4.2.2 Traktor John Deere 7920 ivt... 28 5 TABULKOVÉ A GRAFICKÉ ZPRACOVÁNÍ HODNOT... 30 5.1 Získané hodnoty traktoru Fendt 920 vario... 31 5.1.1 Grafická analýza traktoru Fendt 920 vario... 32 5.2 Získané hodnoty traktoru John Deere 7920 ivt... 34 5.2.1 Grafická analýza traktoru John Deere 7920 ivt... 35 5.3 Porovnání grafické analýzy traktorů Fendt 920 vario a John Deere 7920 ivt... 37 6 VÝSLEDEK PRÁCE... 39 6.1 Vyhodnocení tahových vlastností traktoru Fendt 920 vario... 39 6.2 Vyhodnocení tahových vlastností traktoru John Deere 7920 ivt... 39

6.3 Vyhodnocení tahových vlastností obou traktorů... 40 7 ZÁVĚR... 41 8 SEZNAM POUŽITÉ LITERATURY... 42 9 SEZNAM OBRÁZKŮ... 43

1 ÚVOD K energeticky nejnáročnějším agrotechnickým operacím v rostlinné výrobě patří bezesporu zpracování půdy a s tím spojená spotřeba energie, zejména motorové nafty. Jako energetické prostředky se využívají traktory, které jsou určeny především pro práci v polních podmínkách a také mají své opodstatnění v dopravě. Traktory, svým technickým vybavením a elektrohydraulickým ovládáním dílčích funkčních uzlů, přinesly nejen vysoký komfort, ale také reálnou možnost snížit náklady na spotřebu nafty. S ohledem na hledání úspor při provozu traktoru jsou součastné traktory vybavovány systémy GPS (Global Positioning System), které umožňují přesnou navigaci a tím snižují počet opakovaných přejezdů stejných částí pole [1]. K největším ztrátám energie dochází při přenosu výkonu na podložku, kdy vzniká prokluz kol. Velikost prokluzu je ovlivňována druhem a mechanicko fyzikálními vlastnostmi půdy, velikostí styčné plochy, typem pneumatiky a jejími vlastnostmi, hmotností vozidla a jejího rozložení. Požadavky na výkonnost, přesnost, spolehlivost a stupeň automatizace traktorů se soustavně zvyšují. Splnění těchto požadavků předpokládá zásadní změnu v konstrukci, která s sebou přináší zavádění softwarového řízení jednotlivých systémů traktorů. Používání nových konstrukčních uzlů pro ovládání jednotlivých funkčních skupin traktorů a zemědělských strojů je na stálém vzestupu. Technika ve spojení s elektronikou klade i vyšší nároky na odbornost pracovníků, kteří traktory obsluhují, organizují a zabezpečují jejich provoz [2]. 9

2 CÍL PRÁCE Cílem bakalářské práce bylo provést analýzu tahových vlastností dvou traktorů různých výrobců, stejné výkonové kategorie s hydromechanickou převodovkou. Posuzoval jsem výstupní hodnoty tahového výkonu Pt, prokluzu δ, rychlosti v a měrné tahové spotřeby paliva m pt v závislosti na tahové síle Ft traktorů. Posuzovány byly traktory Fendt 920 vario a John Deere 7920 ivt. Výsledkem byla analýza výstupních parametrů obou traktorů. 10

3 PŘEHLED SOUČASNÉHO STAVU ŘEŠENÉ PROBLEMATIKY 3.1 Současný stav technické úrovně v konstrukci traktorů Technická úroveň v konstrukci traktorů se začala výrazně zvyšovat. Snahou je dosáhnout větší efektivnosti využití energie. Moderní koncepce traktorů je spojena s rostoucím stupněm řídících, regulačních a diagnostických zásahů prováděných elektronikou. Je to podmíněno rostoucími požadavky na ekologické aspekty provozu traktoru a také složitostí řídících uzlů [2]. Použití elektronických řídících systémů umožňuje komplexní optimalizaci funkcí celé strojní soustavy. K dosažení maximálního efektivního využití traktoru slouží tyto moderní systémy.: přeplňování vznětových motorů s mezichladičem a regulací plnícího tlaku vysokotlaké přímé vstřikovací systémy motory disponující převýšením točivého momentu 40-50% ventily EGR (Exhaust Gas Recirculation) proměnlivá geometrie lopatek VGT (Variable Geometry Turbocharger) převodovky s plynulou změnou převodového poměru elektronický řídící systém s palubním počítačem regulace hydrauliky Load Senzing digitální přenos signálu (CAN-Bus) částečné programové operace (souvraťový management aj.) odpružená přední náprava s možností velkého úhlu natočení kol vysoký komfort kabiny zvýšení pojezdové rychlosti 11

3.2 Motor U traktorů jsou v součastné době používány téměř výhradně vznětové přeplňované motory se čtyř ventilovou technikou (obr. 3.1). Součastné motory jsou vybaveny chladičem stlačeného vzduchu (vzduch/vzduch). Přeplňování se provádí pomocí turbodmychadla s regulací plnícího tlaku, které zajišťuje dobré plnění při nízkých otáčkách a také dosahují podstatně vyššího výkonu. Důležitým kritériem u moderních motorů je nárůst točivého momentu, který poskytuje motoru pružnost při zvyšování tahového odporu. Převýšení točivého momentu u traktorů je až 50%. Obr. 3.1 Moderní traktorový motor Pro zlepšení provozních parametrů se používají přímé vysoké vstřikovací tlaky např. u technologie Common rail (obr. 3.2), která pracuje s tlaky až 200 MPa. Palivo, které je vstříknuto do válce se velmi jemně rozpráší, dobře se promíchá se vzduchem a úplně shoří. Tím se dosáhne větší účinnosti motoru. Dále se dosáhne vyššího výkonu, zvýšení točivého momentu a snížení spotřeby. Systém je v řadě případů doplněn o turbodmychadlo Obr. 3.2 Common Rail s variabilní geometrií lopatek [3]. Nová konstrukce regulace plnícího tlaku dmychadla s označením VGT (Variable Geometry Turbocharger) využívá natáčení rozváděcích lopatek turbíny (obr. 3.3). Tlak plnícího vzduchu za dmychadlem, který je závislý na otáčkách oběžného kola dmychadla, je regulován změnou úhlu a rychlosti proudu spalin přicházejících na oběžné kolo turbíny [2]. Obr. 3.3 Turbodmychadlo 12

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. NO x vznikají při vysokých teplotách hoření za přebytku kyslíku. Obsah škodlivých znečišťujících látek ve výfukových plynech je limitován právními předpisy [2]. Povolené hodnoty emisních plynů udává směrnice Tier 3 (a to pro nejvýkonnější traktory). Novinkou je recirkulace spalin pro snížení emisí NO x (obr. 3.4). Pro snižování emisí oxidů dusíků se používá recirkulace spalin. Část spalin (asi 10%) je z výfukového Obr. 3.4 Recirkulace spalin pro snížení emisí NO x potrubí vedena přes chladič a ventil EGR (Exhaust Gas Recirculation) zpět do spalovacího prostoru. 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% [2]. 1 čistič vzduchu, 2 motor, 3 plnící potrubí, 4 ventil EGR, 5 chladič plnícího vzduchu, 6 chladič spalin, 7 turbodmychadlo, 8 výfukové potrubí 13

3.3 Převodová ústrojí traktorů Převodové ústrojí, to jsou všechny mechanismy, které umožňují přenos točivého momentu motoru na pojezdový mechanismus. Konstrukčně jsou řazeny mezi motor a hnací kola traktoru [4]. Také to jsou všechna ústrojí spojující spalovací motor s koly hnacích náprav a vývodovým hřídelem traktoru Kromě přenosu točivého momentu musí převodové ústrojí umožnit změnu velikosti momentu, jeho přerušení, obnovení, změnu jeho smyslu nebo jeho rozdělení. Podle způsobu přenosu točivého momentu motoru lze rozdělit převodová ústrojí: pro krátkodobé přerušování točivého momentu (spojky), pro stálé spojení (spojovací a kloubové hřídele), pro změnu velikosti a smyslu točivého momentu (převodovky), pro rozdělení hnacího momentu na levé a pravé kolo (rozvodovka, diferenciál), pro zvýšení převodového poměru před hnacím kolem (koncové převody) [2]. 3.3.1 Převodovky 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 změnu převodového poměru lepší využití vlastností motoru a tedy traktoru jako celku. Kromě toho přenáší točivý moment pro pohon přední nápravy a vývodového hřídele [2]. Převodovky, jimiž jsou současné výkonné traktory vybavovány, lze rozdělit do tří skupin.: převodovky s omezeným počtem stupňů řazených při zatížení převodovky se všemi stupni řazenými při zatížení převodovky s plynulou změnou převodového poměru 14

3.3.1.1 Převodovky s omezeným počtem stupňů řazených při zatížení Převodovky s omezeným počtem stupňů řazených při zatížení patří mezi nejrozšířenější skupinou mechanických převodovek. Jsou nabízeny pro všechny výkonové třídy traktorů. Největší rozšíření a možnosti výběru jsou u traktorů nižší a střední výkonové třídy, kde výrobci nabízí až tři typy pro modelovou řadu. Největší počet převodových stupňů řazených při zatížení dosahuje osmi, které vzniknou využitím čtyřstupňového násobiče a skupinové převodovky se dvěma stupni řazenými při zatížení (želva zajíc). Ostatní stupně jsou plně synchronizované [2]. Násobiče točivého momentu Násobič točivého momentu dovoluje měnit velikost převodového poměru a tím i točivého momentu při zatížení. Násobič zařadí převod, kterým se zvýší celkový převodový poměr, což ve výsledku znamená vyšší hnací sílu na obvodu kola. Násobiče jsou nejčastěji umístěny mezi pojezdovou spojkou a hlavní převodovkou, což je z hlediska namáhání, dimenzování a zástavbových rozměrů výhodné. Zapínání třecích elementů (lamelové spojky, pásové nebo lamelové brzdy) může být elektrohydraulické, mechanickohydraulické a elektropneumatické. Po odbrzdění jsou vraceny do výchozí polohy pružinami. Doba prokluzování řadicích elementů musí být dostatečně krátká, aby nedošlo k poklesu pojezdové rychlosti. Lamelové spojky slouží ke spojení dvou otáčejících dílů násobiče a brzdy k zastavení, obvykle spojením se skříní násobiče. Konstrukční řešení násobičů: předlohové násobiče točivého momentu s čelním soukolím, planetové násobiče točivého momentu [2]. 15

Čtyřstupňový předlohový násobič Řazení se uskutečňuje pomocí hydraulicky ovládaných lamelových spojek. Ozubená kola (1) a (2) jsou pevně spojena se vstupním hřídelem a jsou ve stálém záběru s ozubenými koly volně otočnými na předlohovém hřídeli (5) ovládanými pomocí lamelových spojek (S 2 ) a (S 4 ) převodových stupňů 2 a 4. Naproti tomu ozubená kola (3) a (4) jsou pevně spojena s předlohovým hřídelem (5) a jsou ve stálém záběru s volně otočnými ozubenými koly na vstupním hřídeli, ke kterým jsou připojeny lamelové spojky (S 1 ) a (S 3 ). Z toho vyplývá, že například zapnutím spojky (S 1 ) se pevně spojí ozubené kolo na vstupním hřídeli s ozubeným kolem (3) na předlohovém hřídeli a je zařazen 1. převodový stupeň v hlavní převodovce. Od předlohového hřídele (5) hlavní převodovky je točivý moment přenášen přes dvojici kol stálého záběru (6) a (7) dále do reversační a skupinové převodovky (obr. 3.5). Čtyřstupňový planetový násobič Točivý moment motoru se přivádí na korunové kolo (1) planetového převodu převodovky. Tento převod má složené satelity (2, 4, 6) a tři centrální kola (3, 5, 7), různých průměrů. Pohon výstupního hřídele převodovky zajišťuje unášeč (8). Jeho otáčky závisí na tom, které centrální kolo je zabrzděno. Jestliže je v činnosti brzda (B 1 ), odvaluje se satelit (2) po centrální kole (3) a unášeč se otáčí nejnižšími otáčkami je zařazen 1. převodový stupeň. Brzda (B 2 ) zastaví centrální kolo (5) a odvalováním satelitů (4) se otáčky unášeče zvýší je zařazen 2. převodový stupeň. Obdobným způsobem je zařazen brzdou (B 3 ) 3. převodový stupeň, kdy se odvaluje satelit (6) po centrálním kole (7). Zapnutím lamelové spojky (S) se spojí centrální kola (5) a (7). Vlivem různých průměrů se nemůže složený satelit kolem centrálního kola odvalovat. Planetový převod se začne otáčet jako jeden celek a vstupní i výstupní otáčky jsou stejné (přímý záběr) je zařazen 4. převodový stupeň (obr. 3.6) [5]. Obr. 3.5 Schéma čtyřstupňového předlohového násobiče Obr. 3.6 Schéma čtyřstupňového planetového násobiče 16

3.3.1.2 Převodovky se všemi stupni řazenými při zatížení Od převodovek s násobičem 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 namáháni 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 [2]. 3.3.1.3 Převodovky s plynulou změnou převodového poměru Převodovky umožňující plynulou změnu pojezdové rychlosti CVT (Continuously Variable Transmission). Je známá celá řada možností řešení plynulé změny pojezdové rychlosti, např. hydrostatickým převodníkem, elektrickým pohonem, řemenovým variátorem nebo diferenciální hydrostatickou převodovkou. Traktorové převodovky využívají diferenciální hydrostatickou převodovko založenou na kombinaci hydraulického a mechanického přenosu točivého momentu. 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 řídicími regulačními prvky. Regulace hydrostatického převodníku je realizována řízenou změnou geometrického objemu naklápěním regulační desky nebo celého bloku s písty. Výsledkem regulace je změna hydraulického převodového poměru i h a tím i celkového převodového poměru. V mechanické části je převodový poměr konstantní, nebo se případně mění podle rozsahu pojezdových rychlostí [2]. 17

Fendt Vario převodovka U převodovky Vario je od motoru poháněn unášeč satelitů převodů (2). Od korunového kola je poháněn hydrogenerátor (6). Planetové kolo je přes ozubené kolo spojeno se skupinovou převodovkou (9). Hydrostatický převodník je složen z axiálního regulačního pístového hydromotoru a regulačního hydrogenerátoru. Regulační rozsah, neboli velikost úhlu α je u hydrogenerátoru -30º až 45º a hydromotoru 0º až 45º. Mechanickou část převodovky tvoří planetové soukolí a skupinová dvoustupňová převodovka. Výkon motoru přenášený mechanickými převody se sčítá s výkonem přenášeným hydrostaticky na sumarizační hřídeli (obr. 3.7) [2]. Obr. 3.7 Schéma převodovky Vario 1 tlumič torzních kmitů, 2 planetový převod, 3 korunové kolo, 4 planetové kolo, 5 unášeč satelitů, 6 hydrogenerátor, 7 hydromotor, 8 sumarizační hřídel, 9 skupinová převodovka 18

John Deere Převodovka AutoPowr Převodovku Autopowr vyvinula firma John Deere ve vývojovém středisku v americkém Waterloo (obr. 3.9). Konstrukčně je uspořádána ze dvou planetových převodů, které plní funkci slučovacího (P) a reverzačního (R) převodu (obr. 3.8). Řazení reakčních členů probíhá dvěma lamelovými spojkami Obr. 3.8 Schéma převodovky AutoPowr (KL, KS) a jednou lamelovou brzdou (B). Lamelové spojky jsou určeny pro jízdní rozsahy a lamelová brzda pro jízdu vzad. Hydrostatický převodník tvoří regulační hydrogenerátor (regulace geometrického objemu naklápěním celého bloku v obou směrech pod úhlem α max = 45º a pístový hydromotor s konstantním geometrickým objemem [2]. Obr. 3.9 Uspořádání převodovky AutoPowr 1 hydromotor, 2 soukolí pohonu hydrostatického převodníku, 3 soukolí poháněné hydrostatickým převodníkem, 4 slučovací planetové soukolí, 5 reverzační soukolí, 6 řazení skupin 19

3.4 Podvozky Podvozek je nosnou částí traktoru. Jeho součástí jsou všechny mechanizmy, 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 řiditelnosti [2]. Podvozky většiny traktorů jsou bezrámové samonosné konstrukce. Jednotlivé skříně strojních skupin (motor, spojky, převodovky a rozvodovky) musí být dostatečně dimenzovány vzhledem k velkému namáhání a deformacím při jízdě v terénu a zatížení od připojeného nářadí [5]. U kolových traktorů se začíná používat rámová konstrukce podvozku (obr. 3.10), která umožňuje lépe plnit požadavky na vyšší užitečné zatížení traktorů při nízké vlastní hmotnosti. Za účelem zlepšení tahových vlastností traktoru se používá systém, který umožňuje přesunout hmotnost traktoru dopředu a tím dotížit přední kola Obr. 3.10 Podvozek rámová konstrukce v závislosti na nářadí působícím systémového nosiče Fastac v tříbodovém závěsu. Pracovní rychlosti traktorů se zvyšují, proto je snaha odpružit některé konstrukční uzly traktorů, jako je kabina, přední náprava nebo u systémového nosiče nářadí Fastracu je odpružen celý rám. Poháněné nápravy se používají se symetricky umístěnou rozvodovkou a s diferenciálem nebo s nesymetricky umístěnou rozvodovkou a diferenciálem. Diferenciál je buď samosvorný, nebo vybaven uzávěrkou. Zapnutí přední nápravy a uzávěrky se provádí elektrohydraulicky pod zatížením, buď je provádí sama obsluha, nebo je možno zapnout automatický režim. Pohon nápravy a ovládání uzávěrky diferenciálu automatický režim zapíná v závislosti na rychlosti traktoru, úhlu natočení kol přední nápravy, u traktorů vybavených radarem i v závislosti na prokluzu kol [2]. 20

3.4.1 Odpružení přední hnací nápravy Zvyšující se rychlost vedla výrobce k řešení odpružení přední nápravy (obr. 3.11), poněvadž při jízdě po nerovném terénu má přední hnací náprava stálý kontakt s podložkou, čím se zvyšují tahové vlastnosti traktoru a jízda s odpruženou přední nápravou je pro obsluhu pohodlnější ve srovnání s neodpruženou nápravou [2]. Odpružení je řešeno hydropneumaticky nebo pneumaticky s elektrickým ovládáním. Umožňuje udržovat nezávisle na zatížení výškovou polohu v rozmezí až 100 mm při příčném výkyvu nápravy až 11. Odpružení přední nápravy může být elektricky vypínáno z místa řidiče nebo některá konstrukční řešení jsou bez Obr. 3.11 Odpružení přední nápravy možnosti vypnutí [5]. 3.4.2 Nezávislé odpružení přední hnací nápravy Tento modulární systém nabízí nezávislé odpružení jednotlivých kol (obr. 3.12), která jsou zavěšena pomocí čtyř kyvných pák. 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 klasického traktoru. 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 Obr. 3.12 Nezávislé odpružení přední nápravy nezávisle. 21

3.4.3 Přední náprava SuperSteer Jedná se o speciální konstrukci přední poháněné nápravy, kterou používá firma New Holland (obr. 3.13). Originální systém uchycení přední nápravy umožňuje natočení kol a nápravy samotné o celkový úhel 65. Jakmile se náboje kol natočí vůči nápravě o 46, začne se natáčet celá přední náprava o dalších 19. Uchycení těles přední nápravy k tělu traktoru je provedeno pomocí dvou velkých řídících přímočarých hydromotorů a dvou táhel. Přední závaží jsou uchycena přímo na tělese přední nápravy, to znamená, že se při zatáčení pohybují spolu s přední nápravou a nebrání tak kolům v maximálním natočení. Traktory vybavené nápravou Obr. 3.13 Přední náprava SuperSteer získávají velkou manévrovací SuperSteer schopnost [2]. 3.4.4 Pneumatiky Pneumatiky tvoří pružící prostor mezi traktorem a podložkou, přenášejí hnací a brzdné momenty a hmotnost traktoru. Zajišťují dostatečně velkou styčnou plochu pro rovnoměrné rozložení tlaku na podložku a pro snížení měrného tlaku na půdu [5]. 3.4.4.1 Radiální pneumatiky Většina dnes používaných pneumatik jsou radiální konstrukce (obr. 3.14). Jejich bočnice jsou pružnější a poddajnější a to způsobuje jejich větší deformaci a tedy i větší plochu otisku. S nižším tlakem huštění je plošný otisk na podložce větší a tím i příznivější. Příznivým dopadem je např.: nižší měrný tlak na půdu, zlepšená adheze a realizace tažné síly, snížená devastace půdy, pohodlnější jízda. Obr. 3.14 Radiální pneumatika 22

3.4.4.2 Flotační pneumatiky Jsou určeny pro práci v terénu, při jízdě po tvrdých podložkách trpí opotřebením. Pružná konstrukce pneumatiky umožňuje vytvoření velké styčné plochy s podložkou. Zvětšený objem vzduchu s nižším tlakem huštění umožňuje odpružení traktoru. Nižší tlak huštění má za následek nízký měrný tlak na půdu, čímž šetří půdní strukturu (obr. 3.15).Charakteristické vlastnosti: velká šířka, válcový tvar, větší objem vzduchu, úzký příčný průřez (nízké profilové číslo), měkké boky, větší únosnost (nylonová vrstva), mohou nahradit vícenásobnou montáž pneumatik [4]. Obr. 3.15 Flotační pneumatika 23

4 METODIKA MĚŘENÍ TAHOVÝCH CHARAKTERISTIK Zkoušky tahových vlastností traktorů se provádí podle metodik OECD Code 1 a 2, postup tahových zkoušek obsahují také normy ČSN ISO 789-9 a ČSN 30 0415. Zkušební dráhy pro tahové zkoušky kolových traktorů jsou s betonovým nebo živičným povrchem, strniště obilnin nebo pozemek připravený k setí. Tahové ukazatele traktoru se na zkušební dráze stanovují zatěžováním pohybujícího se traktoru silou, působící na připojovací zařízení. Pro vytvoření zatěžovací síly se používá zpravidla speciální měřící vozidlo (obr. 4.1), jehož brzdový systém umožňuje nastavení požadované zatěžovací síly a její udržení po dobu měření. Součástí měřícího vozu jsou také snímače a měřící přístroje ke zjištění potřebných údajů pro stanovení tahové charakteristiky. Jako brzdící vozidlo především při polních zkouškách je možno použít také jiný traktor. Standardní tahové zkoušky se provádí při ustáleném režimu činnosti motoru. Na výsledky má vliv celá řada okolností, jako stav povrchu zkušební dráhy, povětrnostní podmínky, druh a stav pneumatik a další. Proto v poslední době začínají nabývat na významu laboratorní měření výkonu na nápravách traktoru, nebo na válcových dynamometrech podle normy ČSN ISO 789-7. Tahové vlastnosti se zjišťují buď při ustálených režimech práce měřeného vozidla při tzv. standardních tahových zkouškách, nebo s plynulou změnou zatížení zkoušeného vozidla při tzv. urychlených tahových zkouškách. Obr. 4.1 Souprava pro měření tahové charakteristiky traktoru 24

Výška připojovacího zařízení v závěsu nad povrchem dráhy se u kolových traktorů z důvodu zachování řiditelnosti a kontaktu předních kol s povrchem volí dle ČSN 30 O415 a stanoví se podle vzorce [2]: H max 0,8 Gp L = [mm] (4.1) F t max kde: H max - statická výška osy tahu nad povrchem dráhy [mm] G p - statické zatížení dráhy předními koly [N] L - rozvor kol traktoru [mm] F t max - maximální tahová síla [N] 4.1 Vyhodnocení tahových zkoušek Pro posouzení tahových vlastnstí traktorů nestačí pouhé zjištění dílčích vlastností ale musíme znát vzájemné vztahy mezi těmito vlastnostmi. Výsledky zkoušek se uvádějí ve formě grafů tahové charakteristiky, nebo v tabulkové formě [2]. Tahový výkon: P = F v [kw] (4.2) t t P kde: F t - tahová síla [kn] v P - průměrná rychlost [m s -1 ] Měrná tahová spotřeba: m pt M ph 3 = 10 [g kw -1 h -1 ] (4.3) P t kde: M ph - hodinová spotřeba paliva [kg h -1 ] P t - tahový výkon [kw] 25

Prokluz pro každé hnací kolo: δ l l n 100 1 100 0 = = l0 n0 [%] (4.4) kde: l 0 l - dráha ujetá na zvolený počet otáček kola bez zatížení [m] - dráha ujetá na stejný počet otáček kola se zatížením [m] n - počet otáček hnacího kola při jízdě se zatížením [-] n 0 - počet otáček hnacího kola bez zatížení na stejné délce dráhy [-] Tahová účinnost: Pt η t = 100 [%] (4.5) P emax kde: P t - tahový výkon [kw] P emax - maximální efektivní výkon motoru [kw] 26

4.2 Technické parametry měřených traktorů 4.2.1 Traktor Fendt 920 vario Data získané z Nebrasky shrnutí 389, OECD Zpráva číslo 2064. Místo testu: DLG Testovací Stanice pro Zemědělské Stroje Max Eyth Weg 1, D 64823, Gros Umstadt, Německo. Data testu: Říjen 2001 Duben 2002. Výrobce: AGCO GmbH & Co. D 87616 Marktoberdorf, Německo Základní parametry traktoru: Motor Výrobce: MAN Diesel Typ: 6 svislých válců s turbodmychadlem a mezichladičem (vzduch/vzduch) Sériové číslo: 1649866319271 Kliková hřídel: podélná Jmenovité otáčky: [min -1 ] 2150 Maximální výkon: [kw] 145,4 Maximální točivý moment: [Nm] 802 Vrtání: [mm] 108 Zdvih: [mm] 125 Kompresní poměr: 17 Objem válců: [dm 3 ] 6,871 Obr. 4.2 Traktor Fendt 920 Převodovka vario Typ: Pohon: Fendt Vario 4K4 Rozměr pneumatik Přední náprava: Zadní náprava: 14,9R38, huštění 140 kpa 480/80R46, huštění 160 kpa 27

Základní rozměry Rozchod - přední náprava: [mm] 1615-2225 - zadní náprava: [mm] 1625-3091 Rozvor: [mm] 2840 Hmotnost traktoru (plná nádrž paliva, včetně obsluhy) - přední náprava: [kg] 3425 - zadní náprava: [kg] 5205 - celkem: [kg] 8630 4.2.2 Traktor John Deere 7920 ivt Data získané z Nebrasky shrnutí 427, OECD Zpráva číslo 1835. Místo testu: Nebraska Traktorová Testovací Laboratoř, Nebraská Univerzita, Lincoln, Nebraska 68583-0832 Data testu: 1. - 22. Dubna 2004 Výrobce: John Deere Traktor Works, 3500 East Donald Street, P.O.Box 270, Waterloo Ia, 50704 0270 Základní parametry traktoru: Motor Výrobce: John Deere Diesel Typ: 6 svislých válců s turbodmychadlem a mezichladičem (vzduch/vzduch) Sériové číslo: RG6081H233741 Kliková hřídel: podélná Jmenovité otáčky: [min -1 ] 2100 Maximální výkon: [kw] 143,75 Maximální točivý moment: [Nm] 886 Vrtání: [mm] 115,8 Zdvih: [mm] 128,5 Kompresní poměr: 16,5 Obr. 4.3 Traktor John Deere Objem válců: [dm 3 ] 8,134 7920 ivt 28

Převodovka Typ: Pohon: IVT plynule měnitelný převod 4K4 Rozměr pneumatik Přední náprava: Zadní náprava: 420/90R30, huštění 85 kpa 480/80R46, huštění 115 kpa Základní rozměry Rozchod - přední náprava: [mm] 1524-2235 - zadní náprava: [mm] 1524-2984 Rozvor: [mm] 2860 Hmotnost traktoru (plná nádrž paliva, včetně obsluhy) - přední náprava: [kg] 3012 - zadní náprava: [kg] 5216 - celkem: [kg] 8228 29

5 TABULKOVÉ A GRAFICKÉ ZPRACOVÁNÍ HODNOT 30

5.1 Získané hodnoty traktoru Fendt 920 vario Tab. 5.1 Hodnoty traktoru Fendt 920 vario [6] Tahová Otáčky Tahový Tahová Měrná tahová síla motoru Rychlost Prokluz výkon účinnost spotřeba F t n v δ P t η m pt [kn] [min -1 ] [km h -1 ] [%] [kw] [%] [g kw -1 h -1 ] 85,45 1849 4,64 15,1 110,2 80,26 292 75,97 1802 5,53 10 116,6 84,92 270 59,52 1796 7,29 6,1 120,6 87,84 260 49,87 1798 8,71 5,1 120,7 87,91 260 42,34 1794 10,2 4,4 120 87,40 262 36,24 1805 11,8 3,7 118,8 86,53 264 31,61 1802 13,26 3,2 116,4 84,78 269 74,4 1798 5,54 9,4 114,6 83,47 276 66,72 1798 6,33 7,4 117,4 85,51 267 60,22 1797 7,24 6,3 121,1 88,20 260 49,3 1801 8,93 4,8 122,3 89,08 258 42,64 1801 10,44 4,1 123,7 90,09 254 36,84 1795 11,99 3,5 122,7 89,37 256 32,91 1790 13,4 3,2 122,5 89,22 255 30,81 1805 14,22 3,1 121,7 88,64 259 31

5.1.1 Grafická analýza traktoru Fendt 920 vario FENDT 920 vario 140 120 Tahový výkon Prokluz Tahový výkon P t [kw] Prokluz δ [%] 100 80 60 40 20 0 P t = 2 10-5 F 3 t - 0,0118 F 2 t + 0,9304 F t + 101,59 R 2 = 0,7731 δ = 0,0001 F 3 t - 0,0159 F 2 t + 0,8145 F t - 10,392 R 2 = 0,9978 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 Tahová síla F t [kn] Obr. 5.1 Závislost tahového výkonu a prokluzu na tahové síle traktoru FENDT 920 vario 480 Měrná tahová spotřeba m pt [g kw -1 h -1 ] 440 400 360 320 280 240 200 Měrná tahová spotřeba m pt = 2 10-7 F 3 t - 1E-05 F 2 t - 4E-05 F t + 0,2706 R 2 = 0,8474 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 Tahová síla F t [kn] Obr. 5.2 Závislost měrné tahové spotřeby na tahové síle traktoru 32

FENDT 920 vario 16 Rychlost v [km h -1 ] 14 12 10 8 6 4 2 0 Rychlost v = -5 10-5 F 3 t + 0,0104 F 2 t - 0,8835 F t + 32,634 R 2 = 0,9968 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 Tahová síla F t [kn] Obr. 5.3 Závislost rychlosti na tahové síle traktoru 33

5.2 Získané hodnoty traktoru John Deere 7920 ivt Tab. 5.2 Hodnoty traktoru John Deere 7920 ivt [7] Tahová Otáčky Tahový Tahová Měrná tahová síla motoru Rychlost Prokluz výkon účinnost spotřeba F t n v δ P t η m pt [kn] [min -1 ] [km h -1 ] [%] [kw] [%] [g kw -1 h -1 ] 77,28 2226 4,02 11,44 86,4 67,65 365 70,42 2096 5,37 6,04 105,07 82,27 306 61,6 2097 6,36 4,59 108,9 85,27 294 51,94 2098 7,55 3,49 108,91 85,28 291 47,25 2103 8,33 2,93 109,32 85,60 288 42,4 2098 9,29 2,68 109,37 85,64 288 38,3 2100 10,24 2,28 108,97 85,33 294 34,63 2096 11,18 1,96 107,57 84,23 296 31,53 2098 12,19 1,67 106,74 83,58 297 28,72 2095 13,11 1,63 104,6 81,90 306 34

5.2.1 Grafická analýza traktoru John Deere 7920 ivt JOHN DEERE 7920 ivt 140 120 Tahový výkon Prokluz Tahový výkon P t [kw] Prokluz δ [%] 100 80 60 40 20 0 P t = -0,0008 F 3 t + 0,0992 F 2 t - 3,9079 F t + 155,04 R 2 = 0,9302 δ = 0,0002 F 3 t - 0,032 F 2 t + 1,4881F t - 20,624 R 2 = 0,978 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 Tahová síla F t [kn] Obr. 5.4 Závislost tahového výkonu a prokluzu na tahové síle traktoru JOHN DEERE 7920 ivt 480 Měrná tahová spotřeba m pt [g kw -1 h -1 ] 440 400 360 320 280 240 200 Měrná tahová spotřeba m pt = 0,0023 F 3 t - 0,2852 F 2 t + 10,833 F t + 170,63 R 2 = 0,9393 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 Tahová síla F t [kn] Obr. 5.5 Závislost měrné tahové spotřeby na tahové síle traktoru 35

JOHN DEERE 7920 ivt 16 Rychlost v [km h -1 ] 14 12 10 8 6 4 2 0 Rychlost v = -9 10-5 F 3 t + 0,0155 F 2 t - 1,0615 F t + 32,875 R 2 = 0,9995 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 Tahová síla F t [kn] Obr. 5.6 Závislost rychlosti na tahové síle traktoru 36

5.3 Grafická analýza traktorů Fendt 920 vario a John Deere 7920 ivt Traktory FENDT 920 vario a JOHN DEERE 7920 ivt 140 Tahový výkon P t [kw] Prokluz δ [%] 120 100 80 60 40 20 0 FENDT JOHN DEERE FENDT JOHN DEERE 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 Tahová síla F t [kn] Obr. 5.7 Závislost tahového výkonu a prokluzu na tahové síle traktorů Traktory FENDT 920 vario a JOHN DEERE 7920 ivt Měrná tahová spotřeba m pt [g kw -1 h -1 ] 480 440 400 360 320 280 240 FENDT JOHN DEERE 200 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 Tahová síla F t [kn] Obr. 5.8 Závislost měrné tahové spotřeby na tahové síle traktorů 37

Traktory FENDT 920 vario a JOHN DEERE 7920 ivt Rychlost v [km h -1 ] 16 14 12 10 8 6 4 2 FENDT JOHN DEERE 0 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 Tahová síla F t [kn] Obr. 5.9 Závislost rychlosti na tahové síle traktorů 38

6 VÝSLEDEK PRÁCE Výsledkem mé práce byla analýza výstupních hodnot traktorů Fendt 920 vario a John Deere 7920 ivt. Na základě získaných hodnot z Nebrasky (tab. 5.1 a tab. 5.2), byly sestrojeny grafy jednotlivých závislostí metodou regresní analýzy. Grafické zobrazení je v kapitole 5. (tabulkové a grafické zpracování hodnot), kde jsou čitelné průběhy tahového výkonu, měrné tahové spotřeby, rychlosti a prokluzu v závislosti na tahové síle. Z grafů je patrné, že je zajímal pouze maximální tahový výkon traktorů. 6.1 Vyhodnocení tahových vlastností traktoru Fendt 920 vario Tento traktor měl celkovou hmotnost s obsluhou 8630 kg. Jeho nejnižší tahový výkon byl P t = 110,2 kw, při měrné tahové spotřebě m pt = 292 g kw -1 h -1 a tahové síle F t = 85,45 kn při této síle byl největší prokluz δ = 15,1%. Účinnost dosáhla η = 80,26% při minimálním tahovém výkonu a výkonu P PTO = 137,3 kw, který byl měřen přes vývodový hřídel. Jeho maximální tahový výkon byl P t = 123,7 kw při měrné tahové spotřebě m pt = 254 g kw -1 h -1, tahová síla dosáhla F t = 42,64 kn a prokluz činil δ = 4,1%. Účinnost traktoru činila η = 90,09 % při maximálním tahovém výkonu a výkonu P PTO = 137,3 kw, který byl měřen přes vývodový hřídel. 6.2 Vyhodnocení tahových vlastností traktoru John Deere 7920 ivt Oproti prvnímu měl tento traktor celkovou hmotnost s obsluhou 8228 kg. Jeho -1 nejnižší tahový výkon byl P t = 86,4 kw, při měrné tahové spotřebě m pt = 365 g kw -1 h a tahové síle F t = 77,28 kn při této síle byl největší prokluz δ = 11,44%. Účinnost dosáhla η = 67,65% při minimálním tahovém výkonu a výkonu P PTO = 127,71 kw, který byl měřen přes vývodový hřídel. Jeho maximální tahový výkon byl P t = 109,37 kw při měrné tahové spotřebě m pt = 288 g kw -1 h -1, tahová síla dosáhla F t = 42,4 kn a prokluz činil δ = 2,68%. Účinnost traktoru činila η = 85,64 % při maximálním tahovém výkonu a výkonu P PTO = 127,71 kw, který byl měřen přes vývodový hřídel. 39

6.3 Vyhodnocení tahových vlastností obou traktorů Při vyhodnocení obou traktorů jsem dospěl k výsledku, že Fendt 920 vario měl o 14,33 kw vyšší maximální tahový výkon, to činilo 11,58% ztráty u John Deera 7920 ivt. Rozdíl v měrné tahové spotřebě byl o 34 g kw -1 h -1 nižší, u tahové síly byl nepatrný rozdíl pouze 0,24 kn vyšší a účinnost byla o 4,45% vyšší než u John Deera 7920 ivt. Důvodem rozdílu v tahovém výkonu bylo zatížení na přední nápravu. Rozdíl činil 412 kg. To se projevilo na větší styčné ploše pneumatiky a tím i většího záběru traktoru. 40

7 ZÁVĚR Cílem mé bakalářské práce bylo hodnocení tahových vlastností dvou traktorů různých výrobců, stejné výkonové kategorie s hydromechanickou převodovkou. Posuzoval jsem traktory Fendt 920 vario a John Deere 7920 ivt. Velký rozdíl byl v zatížení na přední nápravu (adhezi), z čehož vyplývá velikost styčné plochy pneumatik. Přičemž součinitel záběru µ je konstantní a závisí na podložce (na betonu je µ = 0,9). Zatížení u traktoru Fendt 920 vario bylo o 12,06% větší. Vlivem většího zatížení vzrostl tahový výkon o 11,58%, tím klesla měrná tahová spotřeba paliva o 11,8% a účinnost se zvýšila o 4,45% oproti traktoru John Deere 7920 ivt. 41

8 SEZNAM POUŽITÉ LITERATURY [1] KOLLHAMMER, D. Trendy ve vývoji traktorů [online]. Dostupné na internetu: <http://www.vutr.cz/pdf/a6_sbornik2kol.pdf.>. [2] BAUER, F. SEDLÁK, P. ŠMERDA, T. Traktory. 1. vyd. Praha: Profi Press, 2006. ISBN 80-86726-15-0. [3] Common Rail [online]. Dostupné na internetu: <http://www.simcar.cz/slovnik/common-rail.html>. [4] DVOŘÁK, F. Traktory nových konstrukcí. Studijní informace zemědělská technika a stavby, 1997, č. 5. Praha: ÚZPI, 1997. ISBN 80-85153-35-5. [5] PASTOREK, Z. Traktory. Agrospoj, Savov, 2001. [6] Summary of OECD test 2064 Nebraska summary 389 [online]. Dostupné na internetu: <http://tractortestlab.unl.edu/agco/fendt_920.pdf>. [7] Nebraska OECD tractor test 1835 summary 427 [online]. Dostupné na internetu: <http://tractortestlab.unl.edu/deere/jd_7920ivt.pdf>. 42

9 SEZNAM OBRÁZKŮ Obr. 3.1 Moderní traktorový motor... 12 Obr. 3.2 Common Rail... 12 Obr. 3.3 Turbodmychadlo... 12 Obr. 3.4 Recirkulace spalin pro snížení emisí NO x... 13 Obr. 3.5 Schéma čtyřstupňového předlohového násobiče... 16 Obr. 3.6 Schéma čtyřstupňového planetového násobiče... 16 Obr. 3.7 Schéma převodovky Vario... 18 Obr. 3.8 Schéma převodovky AutoPowr... 19 Obr. 3.9 Uspořádání převodovky AutoPowr... 19 Obr. 3.10 Podvozek rámová konstrukce systémového nosiče Fastac... 20 Obr. 3.11 Odpružení přední nápravy... 21 Obr. 3.12 Nezávislé odpružení přední nápravy... 21 Obr. 3.13 Přední náprava SuperSteer... 22 Obr. 3.14 Radiální pneumatika... 22 Obr. 3.15 Flotační pneumatika... 23 Obr. 4.1 Souprava pro měření tahové charakteristiky traktoru... 24 Obr. 4.2 Traktor Fendt 920 vario... 27 Obr. 4.3 Traktor John Deere 7920 ivt... 28 Obr. 5.1 Závislost tahového výkonu a prokluzu na tahové síle traktoru... 32 Obr. 5.2 Závislost měrné tahové spotřeby na tahové síle traktoru... 32 Obr. 5.3 Závislost rychlosti na tahové síle traktoru... 33 Obr. 5.4 Závislost tahového výkonu a prokluzu na tahové síle traktoru... 35 Obr. 5.5 Závislost měrné tahové spotřeby na tahové síle traktoru... 35 Obr. 5.6 Závislost rychlosti na tahové síle traktoru... 36 Obr. 5.7 Závislost tahového výkonu a prokluzu na tahové síle traktorů... 37 Obr. 5.8 Závislost měrné tahové spotřeby na tahové síle traktorů... 37 Obr. 5.9 Závislost rychlosti na tahové síle traktorů... 38 43