Mendelova univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav 228
Převodová ústrojí traktorů Bakalářská práce
Vedoucí práce: prof. Ing. František Bauer, CSc.
Vypracoval: Tomáš Výravský
Brno 2013
Volná strana pro zadání práce
PROHLÁŠENÍ
Prohlašuji, že jsem bakalářskou práci na téma Převodová ústrojí traktorů 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 bakalářské práce a děkana Agronomické fakulty Mendelovy univerzity v Brně.
dne …………………………. podpis ……………………….
PODĚKOVÁNÍ
Rád bych poděkoval svému vedoucímu práce prof. Ing. Františku Bauer, CSc. za odborné vedení při tvorbě této bakalářské práce jakož i za množství cenných znalostí, které jsem díky němu během svého studia získal. Dále bych rád poděkoval Ing. Miroslavu Weberovi z oddělení vývoje transmisí společnosti Zetor za poskytnutí technických materiálů nutných pro vypracování této práce.
ABSTRAKT Bakalářská práce se zaměřuje na problematiku převodových ústrojí traktorů. V úvodu je objasněn pojem převodová ústrojí a jsou zde nastíněny jejich možnosti uspořádání. Dále je zde poukázáno na převodovku coby nejdůležitější článek převodových ústrojí a hlavní náplň této bakalářské práce. V další části jsou shrnuta nejpoužívanější konstrukční řešení převodovek. U jednotlivých druhů převodovek je vysvětlen jejich funkční princip a jsou zde uvedeny jejich hlavní výhody a nevýhody. Další část bakalářské práce je věnována technickým parametrům a vzájemnému porovnání vybraných převodovek. V závěru je pak toto porovnání zhodnoceno a výsledky shrnuty.
Klíčová slova: převodovka, převodová ústrojí, traktor, pilový diagram, Zetor Proxima, Zetor Proxima Power
ABSTRACT The bachelor`s thesis focuses on the issue of tractor`s power transmission systems. The preface is focused on defining the term ‘power transmission system’ and describing the variety of possible technical solutions. Gearbox as the most important part of power transmission system is the subject of the main part of this bachelor`s thesis. The most used constructional designs of the gearboxes are here explained in detail, including description of functional principles, advantages and disadvantages for each individual concept. The next part contains list of technical parameters of selected types of gearboxes and their reciprocal comparison. The conclusion evaluates and summarizes acquired results.
Keywords: transmission, transmission systems, tractor, saw diagram, Zetor Proxima, Zetor Proxima Power
Obsah 1
Úvod.......................................................................................................................... 7
2
Současný stav v konstrukci převodovek traktorů ..................................................... 8 2.1 Důvody použití převodovek ............................................................................... 8 2.2 Převodovky stupňovité ..................................................................................... 10 2.2.1 Převodovky bez možnosti řazení při zatížení ........................................... 12 2.2.2 Převodovky částečně řazené při zatížení .................................................. 14 2.2.3 Převodovky plně řazené při zatížení ......................................................... 17 2.3 Převodovky bezstupňové ................................................................................. 19 2.3.1 2.3.2
Hydrodynamický měnič momentu............................................................ 19 Diferenciální hydrostatická převodovka ................................................... 21
2.4 Převodovky reverzační ..................................................................................... 24 3 Cíl práce .................................................................................................................. 26 4 Technická analýza mechanických převodovek ....................................................... 27 4.1 Technické parametry ........................................................................................ 27 4.2 Metodika hodnocení ......................................................................................... 33 4.2.1 Postup konstrukce pilových diagramů ...................................................... 33 4.2.2 Metodika vyhodnocování pilových diagramů .......................................... 34 4.3 Výsledky .......................................................................................................... 35 4.3.1 Zetor Proxima ........................................................................................... 35 4.3.2 Zetor Proxima power ................................................................................ 38 4.4 Hodnocení ........................................................................................................ 41 4.4.1 V těžkých polních pracích ........................................................................ 41 4.4.2 V lehčích polních pracích ......................................................................... 41
5
4.4.3 V dopravě .................................................................................................. 41 4.4.4 Celkové ..................................................................................................... 42 Závěr ....................................................................................................................... 42
6
Přehled použitých zdrojů ........................................................................................ 43 6.1 Použitá literatura .............................................................................................. 43 6.2 Elektronické zdroje .......................................................................................... 43 7 Seznam obrázků ...................................................................................................... 44 8
Seznam tabulek ....................................................................................................... 45
1
ÚVOD Pojmem převodová ústrojí se rozumí všechny součásti, přes které je přenášen točivý
moment od motoru na hnací nápravy traktoru a na jeho vývodové hřídele. Převodová ústrojí slouží k přenosu točivého momentu, jeho přerušení a změně jeho velikosti. Nelze jednoznačně říci, ze kterých součástí se převodová ústrojí traktorů skládají, protože v dnešní době existuje mnoho koncepcí, které bývají svou stavbou odlišné. Součástmi převodových ústrojí obvykle bývají: Pojezdová spojka, převodovka, rozvodovka s diferenciálem, koncový převod a spojovací a kloubové hřídele. Vzhledem k rozsahu se v této bakalářské práci budu zabývat pouze převodovkami coby nejdůležitějším a konstrukčně nejrozmanitějším prvkem převodových ústrojí. Převodovky jsou důležitou součástí, která je umístěna mezi motorem a hnacími koly traktoru. Převodovka slouží k nastavení požadovaného převodového poměru (poměru mezi otáčkami motoru a otáčkami hnacích kol), který obsluha volí podle výkonu motoru, požadavku hnací síly na kolech, případně podle požadované rychlosti traktoru či s ohledem na spotřebu paliva. Kromě umožnění nastavení správného převodového poměru při přenosu točivého momentu na zadní, případně i na přední, hnací nápravu traktoru musí převodovka zajistit i přenos točivého momentu a možnost nastavení otáček zadního, případně předního, vývodového hřídele. Převodovky mohou být stupňovité, bezstupňové a reverzační. Stupňovité umožňují jen omezený počet převodových poměrů, bezstupňové umožňují v daném rozsahu nekonečně mnoho převodových poměrů a reverzační slouží ke změně směru jízdy. Podle druhu přenosu energie mohou být převodovky mechanické, hydrostatické, hydrodynamické, nebo s výkonovým dělením, které kombinují více druhů přenosu energie.
7
2
SOUČASNÝ STAV V KONSTRUKCI PŘEVODOVEK TRAKTORŮ
2.1 Důvody použití převodovek Důvodem k použití převodovky je rozdíl mezi ideální otáčkovou charakteristikou motoru, kterou má například elektromotor a skutečnou otáčkovou charakteristikou, kterou má spalovací motor. Proto některé dnes vyvíjené prototypy traktorů s elektromotory jako například New Holland NH2, který je poháněn elektromotorem napájeným z palivového článku, převodovku nemají. Ideální otáčková charakteristika vychází z rovnice pro točivý moment: Mt =
kde: Pe ω
Pe
[Nm]
ω
výkon motoru
[W]
úhlová rychlost
[rad.s-1].
Uvedená rovnice je rovnicí hyperboly. Stejně tak ideální průběh závislosti hnací síly na pojezdové rychlosti bude podle rovnice: F=
Pe .ic .η v
[N]
celkový převodový poměr
[-]
η
celková účinnost převodového ústrojí
[-]
v
pojezdová rychlost
[m.s-1]
kde: ic
hyperbolický (viz obr. 2.1).
Obr. 2.1 – Ideální výkonové křivky (Bauer, 2006) a – ideální otáčková charakteristika spalovacího motoru, b – ideální průběh hnacího výkonu motoru
8
Skutečná otáčková charakteristika spalovacího motoru (viz obr. 2.2) hyperbolická není.
Obr. 2.2 – Úplná charakteristika motoru traktoru Massey Ferguson 7490 Dyna VT (točivý moment přepočten na setrvačník motoru příslušným převodovým poměrem mezi motorem a vývodovým hřídelem), (Kubín et al., 2012)
Z tohoto důvodu je ve všech motorových vozidlech poháněných spalovacím motorem umístěna převodovka, která může být buď stupňovitá, která má oproti ideální závislosti hnací síly na pojezdové rychlosti ztrátové plochy, nebo plynulá, která sice ztrátové plochy nemá, ale má zpravidla nižší účinnost a její pořizovací cena je vyšší. Velikost ztrátových ploch u stupňovitých převodovek závisí na velikosti převýšení točivého momentu spalovacího motoru (viz obr. 2.3) a na počtu převodových stupňů, což je zřejmé z obr. 2.4 a což bude i náplní této bakalářské práce.
9
Obr. 2.3 – Vliv velikosti převýšení točivého momentu motoru na velikost ztrátových ploch a) motor s malým převýšením točivého momentu, b) motor s velkým převýšením točivého momentu (Vlk, 2006)
Obr. 2.4 – Vliv počtu převodových stupňů na velikost ztrátových ploch (Vlk, 2006)
2.2 Převodovky stupňovité U stupňovitých převodovek je důležité především jejich odstupňování tzn. počet převodových stupňů, jejich vzdálenost a to, zdali jsou odstupňovány podle geometrické nebo aritmetické řady. Geometrické odstupňování znamená, že poměr dvou sousedních převodů je vždy konstantní (viz obr. 2.5). Pro geometrickou řadu je charakteristické, že řadící otáčky všech převodových stupňů jsou stejné. Výhoda tohoto odstupňování spočívá v tom, že řadící otáčky budou ležet v oblasti nejvyššího točivého momentu motoru. Nevýhodou tohoto odstupňování je rostoucí rozdíl mezi maximální a minimální pojezdovou rychlostí dvou sousedních převodových stupňů, což způsobí velký pokles rychlosti 10
při podřazení. Oproti tomu aritmetické odstupňování znamená, že konstantní je vždy rozdíl sousedních dvou převodových stupňů (viz obr. 2.6). Výhodou aritmetického odstupňování je stejný rozdíl mezi maximální a minimální pojezdovou rychlostí dvou sousedních převodových stupňů a nevýhodou jsou rozdílné řadící otáčky. Z těchto důvodů je geometrická řada vhodnější pro traktory a aritmetická pro automobily. Použít lze jakékoli jiné odstupňování, které je pro podmínky provozu daného vozidla nejvýhodnější.
Obr. 2.5 – Pilový diagram pro geometric-
Obr. 2.6 – Pilový diagram pro aritmetic-
kou řadu (Bauer, 2006)
kou řadu (Bauer, 2006)
Co se týče vzdálenosti převodových stupňů, musí být maximálně taková, aby ani při podřazení při jízdě do kopce s maximální zátěží neklesla pojezdová rychlost respektive na ní závislé otáčky motoru, pod otáčky, při nichž má motor nejvyšší točivý moment. Pokud by k tomu došlo, traktor by tím ztratil značnou část své pojezdové rychlosti. (Bauer, 2006) Pro dva sousední převodové stupně tudíž musí platit vztah:
ic1 nm1 n = = q max ≤ max ic 2 nm 2 n Mt max
[-]
kde: nm1 otáčky motoru při nejvyšší rychlosti na daný převodový stupeň
[s-1]
nm2
otáčky motoru při řazení nižšího převodového stupně
[s-1]
nmax
nejvyšší otáčky motoru
[s-1]
nMt max
otáčky motoru při nejvyšším točivém momentu
[s-1]
qmax
maximální dovolený poměr dvou převodových stupňů
[-]
Z hlediska využití možností motoru, jak již bylo uvedeno dříve (viz obr. 2.4), by počet převodových stupňů měl být co nejvyšší. Je ovšem potřeba pouvažovat také nad tím, zda úspora paliva a času při vysokém počtu převodových stupňů vyváží vyšší výrobní, respektive pořizovací náklady, s tím spojené. Maximální počet převodových stupňů je taktéž omezen zástavbovým prostorem traktoru, který také není neomezený.
11
Z těchto důvodů se u traktorů zpravidla nepoužívá jedna, ale několik převodovek např.: hlavní, redukční (skupinová) a násobiče točivého momentu. Různými kombinacemi jejich řazení pak vznikne více převodových stupňů při menší spotřebě materiálu a zástavbového prostoru. Při správné volbě počtu převodových stupňů je potřeba vycházet především z toho, na jakou práci a jakým způsobem bude daný traktor používán. Podle konstrukce dělíme stupňovité převodovky na ty bez možnosti řazení při zatížení, částečně řazené při zatížení a plně řazené při zatížení. 2.2.1
Převodovky bez možnosti řazení při zatížení
Nejstarším a nejjednodušším způsobem řazení je řazení přesunem ozubeného kola (viz obr. 2.7). Ozubená kola nejsou ve stálém záběru respektive v záběru jsou vždy pouze ty dvojice ozubených kol, přes které je přenášen točivý moment. Vždy jedno z dvojice ozubených kol je axiálně posuvné po své hřídeli a druhé kolo je pevné. Samotné řazení pak probíhá tak, že posuvné kolo je mechanicky přemístěno do záběru pevného kola. Vlivem často velmi rozdílných obvodových rychlostí ozubených kol je tento způsob řazení poměrně složitý. Obsluha musí pomocí meziplynu a dvojího vyšlápnutí spojky mezi vyřazením jednoho a zařazením nového převodového stupně nejprve srovnat obvodové rychlosti obou kol, jinak se přeřazení nepodaří a ozubená kola se zbytečně opotřebovávají. Tento způsob řazení navíc nedovoluje, aby ozubená kola měla šikmé ozubení, které má lepší účinnost a nižší hlučnost. Z těchto důvodů se tento způsob v dnešní době téměř nepoužívá. Výjimkou může být například zpátečka, ale i od toho se spíše ustupuje.
Obr. 2.7 – Řazení pomocí přesunu ozubeného kola (Ústav techniky a automobilové dopravy, 2012)
12
Dalším způsobem řazení je pomocí zubové spojky. Všechna ozubená kola jsou ve stálém záběru. Na hřídeli, na kterém probíhá řazení, jsou kola volně otočná. Zubová spojka je axiálně posuvná po drážkovém hřídeli a má objímku s vnitřním ozubením, která se při řazení přesouvá přes vnější ozubení na náboji ozubeného kola (viz obr. 2.8). Stálý záběr všech kol umožňuje použití šikmého ozubení a vlivem menšího průměru ozubení zubové spojky je menší i její obvodová rychlost a tudíž je i přeřazení snazší.
Obr. 2.8 – Princip řazení zubovou spojkou (Ústav techniky a automobilové dopravy, 2012)
13
Posledním způsobem je řazení pomocí synchronizačních spojek. Jedná se vlastně o zubové spojky, které při přeřazování vyrovnávají rozdíly obvodových rychlostí ozubených kol. Princip synchronizace je dobře patrný z obr. 2.9. Ve volné poloze je řadící objímka zajištěna pružně zatíženými kuličkami tak, aby nedošlo k samovolnému přeřazení. Při řazení dojde nejprve ke styku brzdného kužele řadící objímky a třecího kužele spojkového tělesa. Vzájemným třením dojde k synchronizaci otáček objímky a ozubeného kola a teprve poté je objímka přesunuta do ozubení na náboji kola. Doba potřebná
na
synchronizaci
je
závislá
na přítlačné síle, kterou je spojka ke kolu přitlačována. Čím vyšší je přítlačná síla, tím kratší doba je na synchronizaci potřeba. Synchronizační
spojka
může
být
buď
bez jištění, nebo vybavena jistícím kroužkem, který zabrání přeřazení dřív, než jsou otáčky synchronizované.
Řazení
synchronizační
spojkou je nejdokonalejší, nejrychlejší a nejplynulejší, proto je z uvedených způsobů v dnešní době nejpoužívanější. Obr. 2.9 – Synchronizační spojka s pružně omezenou přítlačnou silou a) volná poloha, b) synchronizace, c) zařazení převodového stupně (Vlk, 2006)
2.2.2
Převodovky částečně řazené při zatížení
Řazení při zatížení je velice užitečné především v těžkých polních pracích. Pokud traktor najede do těžších pracovních podmínek, je zapotřebí zvýšení hnací síly na kolech respektive točivého momentu motoru. Vlivem převýšení točivého momentu se točivý moment zvyšuje nejprve sám s poklesem otáček. Pokud je ovšem potřebné navýšení točivého momentu větší než jeho převýšení, je potřeba podřadit. Pokud ovšem při polních pracích dojde k sešlápnutí spojky, pracovní souprava se zastaví a její
14
následný rozjezd je velice náročný. Proto se používá řazení při zatížení, které je zpravidla ovládáno elektrohydraulicky nebo mechanickohydraulicky, je velice rychlé a není při něm potřeba používat spojkový pedál. U převodovek s částečnou možností řazení při zatížení je hlavní převodovka stejná jako u převodovky bez možnosti řazení při zatížení. Navíc je zde ovšem sériově umístěn násobič točivého momentu, který je řazen pod zatížením. Podle konstrukce mohou být násobiče buď planetové, nebo předlohové. Podle počtu převodových poměrů, které nabízejí, mohou být dvou, tří nebo čtyřstupňové. Jedním převodovým poměrem u všech násobičů je vždy 1 a to, když je násobič vyřazen z činnosti. 2.2.2.1 Předlohové násobiče Předlohový násobič (viz obr. 2.10) se skládá ze dvou lamelových spojek, vstupního a výstupního hřídele, dvou ozubených soukolí a předlohového hřídele. Pokud je sepnuta lamelová spojka S1, jedná se o přímý záběr, otáčky výstupního hřídele jsou shodné s otáčkami vstupního hřídele a převodový poměr je tudíž 1. Pokud je sepnuta lamelová spojka S2, je výkon přenášen přes předlohový hřídel a převodový poměr je větší než 1.
Obr. 2.10 – Schéma dvoustupňového předlohového násobiče S1,2 – lamelové spojky (Bauer, 2006)
2.2.2.2 Planetové násobiče Planetové soukolí (viz obr. 2.11) se skládá z korunového kola (s vnitřním ozubením), centrálního neboli planetového kola (s vnějším ozubením) a satelitů (s vnějším ozubením). Satelity jsou uloženy mezi korunovým a planetovým kolem a jsou spojeny unašečem satelitů. Všechny tři členy se mohou vzájemně pohybovat. Podle konstrukce může být točivý moment přiveden na kterýkoli člen a na kterémkoli ze zbývajících dvou členů může být výstup. 15
Obr. 2.11 – Schéma planetového soukolí (Vlk, 2006)
Samotné násobiče pak pracují tak, že buď jsou pomocí lamelové spojky dva členy sepnuty, jejich vzájemný pohyb je znemožněn a celé soukolí se otáčí stejnými otáčkami nebo je jeden člen zabrzděn pomocí pásové brzdy a převodový poměr mezi zbývajícími dvěma členy se tím změní. Tří a čtyřstupňové násobiče jsou řešeny pomocí sdružených satelitů. Ukázky dvou, tří a čtyřstupňového násobiče jsou na obr. 2.12. V těchto konkrétních případech je točivý moment od motoru přiváděn na korunová kola, brzděna jsou kola planetová a výstupy jsou na unašečích satelitů.
Obr. 2.12 – Schémata planetových násobičů točivého momentu a – dvoustupňový násobič, b – třístupňový násobič, c – čtyřstupňový násobič (Bauer, 2006)
16
2.2.3
Převodovky plně řazené při zatížení
Tyto převodovky dovolují řazení všech převodových stupňů při zatížení se všemi výše popsanými výhodami, které z toho plynou. Používají se především u traktorů s vyššími výkony motoru, kde by při přeřazování s použitím klasické spojky při vysokých točivých momentech docházelo k velkému zahřívání a opotřebení spojkových kotoučů. Elektrohydraulické ovládání všech převodových stupňů dovoluje plnou automatizaci řazení, čímž je dosaženo nejen vyššího komfortu ovládání, ale především lepšího udržování otáček motoru v požadovaném rozmezí. Dva v traktorech nejpoužívanější typy převodovek řazené plně při zatížení jsou převodovky Powershift a DSG. 2.2.3.1 Převodovky Powershift Převodovky powershift (viz obr. 2.13) se vyznačují tím, že každý převodový stupeň má svoji lamelovou spojku. Ozubená soukolí jsou ve stálém záběru a přeřazování probíhá pouze přesměrováním tlaku oleje z jedné lamelové spojky do druhé. Zatímco v jedné lamelové spojce je tlak snižován, je zároveň zvyšován ve druhé, takže je zde narozdíl od řazení mechanického stále přenášena alespoň část točivého momentu.
Obr. 2.13 – Schéma převodovky Full PowerShift 18/6 S1-9 – lamelové spojky, a – 6° hlavní převodovka, b – 3° skupinová převodovka (Bauer, 2006)
17
2.2.3.2 Převodovky DSG Převodovka DSG je charakteristická tím, že soukolí lichých převodových stupňů jsou na jedné hřídeli a soukolí sudých převodových stupňů na druhé. Na každé z těchto hřídelí je lamelová spojka, která umožňuje řazení pod zatížením. Na každé hřídeli jsou synchronizační spojky, které umožňují řazení mezi převodovými stupni, které na daném hřídeli jsou. Točivý moment je vždy přenášen jen jednou, z těchto hřídelí. Samotné řazení probíhá tak, že elektronika v závislosti na zrychlování nebo zpomalování traktoru, předřadí na hřídeli, přes kterou zrovna není přenášen točivý moment nejbližší vyšší nebo nižší převodový stupeň. V momentě přeřazení pak stejně jako u převodovky Powershift dojde k rozpojení jedné a současnému sepnutí druhé lamelové spojky. Tento způsob řazení skýtá všechny výhody řazení pod zatížením tak jako u převodovky Powershift, ale má jen dvě lamelové spojky, což znamená úsporu výrobních nákladů, zástavbového prostoru i nákladů na servis. Příklad, jak může vypadat schéma převodovky DSG je na obr. 2.14.
Obr. 2.14 – Princip převodovky DSG (Pernis, 2012)
18
2.3 Převodovky bezstupňové Bezstupňové převodovky umožňují plynulou změnu převodového poměru neboli nekonečný počet převodových poměrů v určitém rozmezí. V důsledku toho zde nevznikají žádné ztrátové plochy. Plynulé převodovky tudíž umožňují maximální využití možností motoru. Další významnou předností plynulých převodovek je schopnost udržet otáčky motoru na požadované hodnotě, což traktoru umožní pracovat v oblasti nejvyššího točivého momentu, kde má nejmenší spotřebu paliva. U plynulých převodovek také na rozdíl od stupňovitých nedochází ke ztrátám výkonu vlivem urychlování a brzdění setrvačných hmot při přeřazování. V traktorech nejpoužívanější bezstupňové převodovky jsou hydrodynamický měnič momentu a diferenciální hydrostatická převodovka. 2.3.1
Hydrodynamický měnič momentu
Hydrodynamický měnič (obr. 2.15) využívá k přenosu momentu kinetické energie proudící kapaliny. Skládá se s čerpadlového kola, turbínového kola, statoru (reaktoru) a speciální olejové náplně. Od motoru je poháněno čerpadlové kolo, které vlivem tvaru lopatek a odstředivé síly udělí kapalině kinetickou energii a posouvá ji směrem k vnějšímu okraji lopatek. Tam kapalina vstupuje do turbínového kola, kterému svoji kinetickou energii předává a turbínové kolo roztáčí. Na vnitřním okraji lopatek vstupuje kapalina do reaktoru, který je pevně spojen se skříní měniče a z kterého je kapalina přivedena zpět na čerpadlové kolo. Na reaktoru vzniká reakční moment MR, který podle rovnice: Mt = Mč ± M R
[Nm]
kde: Mt
točivý moment turbínového kola
[Nm]
točivý moment čerpadlového kola
[Nm]
Mč
MR reakční moment reaktoru
[Nm]
způsobí, že točivý moment na turbínovém kole není stejný jako na kole čerpadlovém. (Vlk, 2006)
19
Obr. 2.15 – Hydrodynamický měnič 1 – čerpadlové kolo, 2 – turbínové kolo, 3 – reakční kolo (reaktor), 4 – volnoběžka, 5 – třecí blokovací spojka měniče (Jan, Žďánský, 2006)
Výhodou hydrodynamického měniče momentu je především to, že moment se mění sám od sebe v závislosti na zatížení. Při největším zatížení turbínové kolo stojí a měnič přenáší největší točivý moment. Otáčková charakteristika (viz obr. 2.16) je svým tvarem blízká ideální otáčkové charakteristice (hyperbole). Další výhodou je eliminace rázů jdoucích do motoru.
Obr. 2.16 – Celková účinnost měniče (Groda, Vítěz, 2009)
20
Nevýhodou je vysoká cena a především nižší účinnost. Nejvyšší účinnost se pohybuje mezi 80 až 85%.(Bauer, 2006) Dalším problémem je hyperbolický průběh účinnosti, kvůli kterému je efektivní využití měniče omezeno pouze na určité rozmezí otáček. Z tohoto důvodu bývá měnič doplněn ještě mechanickou převodovkou. Reaktor bývá vybaven volnoběžnou spojkou, která umožňuje jeho otáčení ve stejném směru jako turbínové a čerpadlové kolo. V takovém případě se v určitém okamžiku začne měnič chovat jako hydrodynamická spojka, která sice nemění točivý moment, ale její účinnost s rostoucími otáčkami roste. Dalšího zlepšení účinnosti je pak dosaženo, pokud je stator rozdělen na tři části se samostatnými volnoběžkami. Výsledná charakteristika je na obr. 2.17. Další možností, je použití blokovací spojky, která spojí čerpadlové a turbínové kolo a při vyšších otáčkách tak vyřadí měnič z činnosti.
Obr. 2.17 – Celková účinnost měniče s volnoběžkou a děleným statorovým věncem (Groda, Vítěz, 2009)
2.3.2
Diferenciální hydrostatická převodovka
Dalším způsobem plynulé změny převodového poměru je hydrostatický pohon. Hydrostatický pohon je tvořen axiálním pístovým hydrogenerátorem, který převádí mechanickou práci na tlakovou energii oleje a pístovým hydromotorem který naopak převádí tlakovou energii na mechanickou práci. Hydrogenerátor a někdy i hydromotor je regulační. To znamená, že mají měnitelný sklon desky s písty nebo sklon bloku, 21
ve kterém se písty pohybují. Nakloněním těchto elementů pak dojde ke změně geometrického objemu a tím i ke změně převodového poměru. Hydrostatický pohon umožňuje naprosto plynule nastavit jakýkoli převodový poměr v určitém rozmezí a přenášet i velké výkony, ovšem jeho účinnost je malá. Diferenciální hydrostatická převodovka (viz obr. 2.18) funguje na principu výkonového dělení. Využívá výše popsaný hydrostatický pohon, ale z větší části eliminuje nevýhodu jeho nízké účinnosti tím, že je přes něj přenášena jen část výkonu. Zbytek výkonu je přenášen mechanickou větví, která má účinnost mnohem vyšší. Výkon je pak slučován v planetovém soukolí. Jeden z členů soukolí je poháněn mechanickou větví, která má stálé otáčky, druhý je poháněn hydrostatickou větví, která je plynule měnitelná. Na třetím členu, který je výstupem z planetového soukolí, je pak možno vektorovým součtem vstupních členů nastavit v daném rozmezí jakékoli otáčky včetně otáček opačného smyslu (viz obr.2.19).
Obr. 2.18 – Bezstupňová převodovka Vario, typ ML 130 s jedním hydromotorem 1 – hydromotor, 2 – hydrogenerátor, 4 – planetový převod, 5 – skupinová převodovka, 6 - výstupní hřídel pro pohon PTO (Šmerda et al., 7/2010)
22
Obr. 2.19 – Kinematika planetového převodu převodovky Vario (Bauer, 2006)
Aby bylo dosaženo ještě větší účinnosti, může být mechanická větev doplněna o převodovku řazenou při zatížení. To umožňuje menší sklon hydrogenerátorů a hydromotorů. Čím mají menší sklon, tím mají vyšší účinnost (Šmerda et al., 8/2010). Příkladem takovéto převodovky je například Puma CVX (viz obr. 2.20), která má v mechanické části výše popsanou převodovku DSG. Slučovací planetový převod (viz obr. 2.21) je umístěn před převodovkou a skládá se ze dvou centrálních kol, dvojitých sdružených satelitů a jednoho korunového kola. Točivý moment od motoru je přiveden na první (červené) centrální kolo, hydraulická větev ovládá korunové (zelené) kolo a výstupy do DSG převodovky jsou na unašeči satelitů (oranžový) a druhém centrálním kole (žluté).
23
Obr. 2.20 – Schéma převodovky z traktoru Puma CVX (Šmerda et al., 7/2010) A – aktivní klidový stav, zařazený převodový stupeň F1 pro první rychlostní rozsah, B – přeřazování z prvního do druhého rychlostního rozsahu (z F1 do F2)
Obr. 2.21 – Slučovací planetový převod (Šmerda, Čupera, 2010) 1 – korunové kolo, 2/5 – planetová kola, 3/4 – satelit, 6 - unašeč
2.4 Převodovky reverzační Reverzace neboli jízda traktoru vzad může být řešena vloženým ozubeným kolem, planetovým soukolím nebo reverzací hydrostatického převodníku. Reverzace pomocí hydrostatického převodníku již byla popsána v části věnované diferenciálním hydrostatickým převodovkám. Příklad planetové reverzační převodovky, můžeme vidět
24
u modelu John Deere AutoQuad (viz obr. 2.22). Planetové soukolí je tvořeno korunovým kolem, centrálním kolem a dvěma řadami satelitů. Výkon motoru je přiveden na unašeč a výstup je na centrálním kole. Při jízdě vpřed je sepnuta lamelová spojka S2 a celé soukolí se pohybuje se stejnými otáčkami. Při jízdě vzad je spojka S2 rozpojena a brzdou B4 je zastaveno korunové kolo. Důsledkem toho se planetové kolo začne otáčet na druhou stranu. Pokud je reverzace řešena pomocí vloženého ozubeného kola, pak toto ozubené kolo mění pouze smysl otáčení a nikoli převodový poměr. Ozubené kolo může být vloženo buď k jednomu z převodů, nebo do soukolí, které mění smysl otáčení celé převodovky. To podle toho, jestli mají být reverzovány všechny převodové stupně nebo jen jeden. Reverzace pomocí vloženého ozubeného kola může být řazena buď mechanicky nebo pod zatížením pomocí lamelové spojky.
Obr. 2.22 – Reverzační planetové soukolí převodovky AutoQuad (John Deere) a – jízda vpřed, b – jízda vzad, 1 – unášeč, 2 – planetové kolo, 3 – korunové kolo, 4,5 – satelity, B – lamelová brzda, S – lamelová spojka (Bauer, 2006)
25
3
CÍL PRÁCE Cílem práce je uvést současný stav v konstrukci převodovek traktorů. U vybraných
převodovek uvést technické parametry. Ze získaných údajů zkonstruovat pilové diagramy a ztrátové plochy v nich vyhodnotit z hlediska využití výkonu motoru. Na závěr provést stručné zhodnocení zjištěných údajů.
26
4
TECHNICKÁ ANALÝZA MECHANICKÝCH PŘEVODOVEK
4.1 Technické parametry Jedná se o převodovky Zetor určené pro modelovou řadu Proxima. (technická literatura Zetor, 2013). Převodovka traktoru Zetor Proxima označená jako základní (viz obr. 4.1) je stupňovitá mechanická synchronizovaná převodovka bez možnosti řazení pod zatížením. Převodovka sestává z hlavní převodovky s pěti stupni v před a jedním vzad, převodovky redukční a dvou převodovek pro řazení otáček PTO. V hlavní převodovce probíhá řazení pomocí synchronizačních spojek, kdežto v redukční probíhá bez synchronizace. Převody pro řazení otáček vývodového hřídele umožňují otáčky PTO 1000/540 min-1. Dále je zde možnost nastavit otáčky PTO jako závislé nebo nezávislé na pojezdové rychlosti traktoru. Převodovka umožňuje 10 převodových stupňů vpřed a 2 vzad. Z traktorů, ve kterých je tato převodovka instalována, jsem pro tuto bakalářskou práci vybral traktor Zetor Proxima 100, který je poháněn motorem Zetor 1005 s jmenovitými otáčkami n = 2200 min-1, homologovaným výkonem Pe = 70,4 kW, maximálním točivým momentem Mt = 391 Nm a převýšením točivého momentu 36,5 %. (Zetor tractors, Motory, 2013).
27
Obr. 4.1 – Schéma převodovky Zetor Proxima (technická literatura Zetor, 2013)
28
Další převodovkou, kterou jsem pro svou bakalářskou práci zvolil, je převodovka traktoru Zetor Proxima power (viz obr. 4.1). Jedná se opět o stupňovitou mechanickou převodovku, ovšem částečně řazenou při zatížení. Převodovka se skládá z třístupňového násobiče točivého momentu, dvojice lamelových spojek, reverzační převodovky, hlavní čtyřstupňové převodovky, redukční převodovky a převodovek PTO. Násobič točivého momentu umožňuje řazení pod zatížením. Dvojice lamelových spojek slouží k reverzaci pod zatížením a řazení převodových stupňů bez použití spojky. Reverzační převodovka umožňuje reverzaci všech převodových stupňů. V hlavní převodovce probíhá řazení opět pomocí synchronizačních spojek a redukční převodovka a převodovky PTO jsou stejné jako v předchozím případě. Tato převodovka umožňuje 24 rychlostí vpřed a 24 vzad. Zvoleným traktorem bude tentokrát Zetor Proxima power 100, který je taktéž poháněn motorem Zetor 1005.
29
Obr. 4.2 – Schéma převodovky Zetor Proxima power (technická literatura Zetor, 2013)
30
Pro vzájemné porovnání jsem záměrně vybral dva traktory se stejným motorem Zetor 1005, jehož otáčková charakteristika je na obr. 4.3. Traktory jsou vybaveny na zadních kolech pneumatikami 16,9 R 34, které mohou být montovány u obou traktorů. Tyto dvě převodovky jsem zvolil proto, abych zjistil, jak velký vliv může mít správná volba převodovky na využití spalovacího motoru.
Obr. 4.3 – Vnější otáčková charakteristika motoru Zetor 1005 (Zetor tractors, Motory, 2013)
31
Tab. 4.1 – Technické parametry traktoru Zetor Proxima 100 (Zetor tractors, Zetor Proxima, 2013)
Technický parametr
Značka
Hodnota
Homologovaný výkon
Pe
96 [kW]
Jmenovité otáčky
n
2200 [min-1]
Točivý moment
Mt
391 [Nm]
n
540/1000 [min-1]
n
1000 [min-1]
Hmotnost
m
4131 [kg]
Zadní pneu
-
16,9 R 34
Poloměr zadních kol
r
745 [mm] (ISO 4251-1)
Přední pneu
-
13,6 R 24
Poloměr předních kol
r
560 [mm] (ISO 4251-1)
mPe
215 [g.kW-1.h-1]
mPej
253 [g.kW-1.h-1]
Otáčky zadního vývodového hřídele Otáčky předního vývodového hřídele
Nejmenší měrná spotřeba -1
(při otáčkách 1500 min ) Měrná spotřeba při jmenovitých otáčkách
Tab. 4.2 - Technické parametry traktoru Zetor Proxima power 100 (Zetor tractors, Zetor Proxima Power, 2013)
Technický parametr
Značka
Hodnota
Homologovaný výkon
Pe
96 [kW]
Jmenovité otáčky
n
2200 [min-1]
Točivý moment
Mt
391 [Nm]
n
540/1000 [min-1]
n
1000 [min-1]
Otáčky zadního vývodového hřídele Otáčky předního vývodového
32
hřídele Hmotnost
m
4331 [kg]
Zadní pneu
-
16,9 R 34
Poloměr zadních kol
r
745 [mm] (ISO 4251-1)
Přední pneu
-
13,6 R 24
Poloměr předních kol
r
560 [mm] (ISO 4251-1)
mPe
215 [g.kW-1.h-1]
mPej
253 [g.kW-1.h-1]
Nejmenší měrná spotřeba -1
(při otáčkách 1500 min ) Měrná spotřeba při jmenovitých otáčkách
4.2 Metodika hodnocení K porovnání převodovek nejlépe poslouží pilové diagramy. Jedná se o diagramy, které mohou vyjadřovat buď závislost točivého momentu na hnací síle kol hnací nápravy, nebo závislost otáček motoru na pojezdové rychlosti při jednotlivých převodových stupních. Diagramy ukazují rychlosti (hnací síly), respektive otáčky (nebo točivý moment), při kterých je možno přeřadit na vyšší nebo nižší rychlostní stupeň. Vlivem odstupňování stupňovitých převodovek se traktor nemůže při maximálních otáčkách pohybovat jakoukoli rychlostí a tudíž je potřeba pro danou hnací sílu buď podřadit na nejbližší nižší převodový stupeň, nebo snížit otáčky motoru. V obou těchto případech dojde ke snížení výkonu motoru a nevyužití jeho plného potenciálu. V pilových diagramech jsou tyto kombinace otáček motoru a pojezdových rychlostí, ve kterých nemůže traktor vlivem odstupňování převodovky pracovat, dobře vidět jako tzv. ztrátové plochy a lze tedy navzájem převodovky dobře porovnávat, a určit, která umožňuje lepší využití výkonu motoru. 4.2.1
Postup konstrukce pilových diagramů
Před samotnou konstrukcí pilového diagramu je zapotřebí zjistit pojezdové rychlosti při jmenovitých otáčkách na jednotlivé převodové stupně a to ze vzorce pro výpočet obvodové rychlosti hnacích kol: vt = 2.π .r.n k kde: r
poloměr kola
[m.s-1] [m]
33
nk
otáčky kola
[s-1]
otáčky kola můžeme vyjádřit ze vzorce pro celkový převodový poměr jako:
nk =
nm ic
kde: nm ic
[s-1] jmenovité otáčky motoru
[s-1]
celkový převodový poměr
[-]
po dosazení dostaneme rovnici:
vt = 2.π .r.
nm ic
[m.s-1]
Celkový převodový poměr pro jednotlivé převodové stupně získáme jako součin převodových poměrů prvků, přes které je při daném převodovém stupni přenášen točivý moment. V případě, že tímto prvkem je dvojice ozubených kol, spočítá se takový převodový poměr:
i=
z2 z1
[-]
kde: z2
počet zubů hnaného kola
[-]
z1
počet zubů hnacího kola
[-]
v případě, že tímto prvkem je planetový násobič točivého momentu, spočítá se jeho převodový poměr:
i=
zc + zk zk
[-]
kde: zc
počet zubů centrálního kola [-]
zk
počet zubů korunového kola [-]
Kombinace takto zjištěných rychlostí a jmenovitých otáček 2200 min-1 je třeba zanést do grafu jako body a tyto body spojit s bodem [0;0]. V bodě, ve kterém se vytvořená přímka protne s vynášecí čárou rychlosti při jmenovitých otáčkách nejbližšího nižšího převodového stupně, je možno přeřadit. 4.2.2
Metodika vyhodnocování pilových diagramů
Oblast, ve které může motor potenciálně pracovat, je v pilovém diagramu dána plochou, kterou lze vypočítat jako součin rozdílu otáček, mezi kterými může motor pracovat a rozdílu rychlostí mezi kterými se traktor může pohybovat. Otáčky motoru se pohybují mezi otáčkami, při kterých dosahuje nejvyššího točivého momentu
34
(1500 min-1) a otáčkami jmenovitými (2200 min-1), což lze vyčíst z obr. 4.3. Rychlosti, mezi kterými se bude traktor pohybovat, budou záviset na tom, jestli budeme převodovku hodnotit jako celek, v těžkých polních pracích, v lehčích polních pracích nebo v dopravě. Ztrátové plochy, ve kterých se vlivem převodovky traktor nemůže pohybovat, jsou v pilových diagramech vidět jako pravoúhlé trojúhelníky nad čarami převodových stupňů. Jejich plochy lze spočítat podle vzorce pro obsah pravoúhlého trojúhelníku: S=
a.b 2
kde: Strana a je rozdíl mezi otáčkami jmenovitými a otáčkami při kterých je možno podřadit na nejbližší nižší stupeň. Strana b je rozdíl mezi rychlostí při jmenovitých otáčkách na daný rychlostní stupeň a rychlostí při které je možno podřadit na nejbližší nižší stupeň. Pro vzájemné porovnání vždy vyjádřím procentický podíl ztrátových ploch vzhledem k ploše vyznačující oblast, ve které by se traktor mohl potenciálně pohybovat nebýt vlivu převodovky.
4.3 Výsledky 4.3.1
Zetor Proxima Tab. 4.3 - Převodové poměry převodovky Proxima (technická literatura Zetor, 2013)
Převodový poměr Konstrukční část
i [-]
Hlavní převodovka 1. převodový stupeň
4,582
2. převodový stupeň
3,215
3. převodový stupeň
2,275
4. převodový stupeň
1,438
5. převodový stupeň
1,000
Zpátečka
3,684
Vývodové hřídele Zadní – 540 min-1
3,692
35
Zadní – 1000 min-1
2,050
Zadní – 540E min-1
2,813
Přední - pravotočivý
1,920
Přední - levotočivý
2,000 Ostatní převody
Redukce (Hi – Lo)
3,947
Kuželový převod
4,077
Koncový převod
4,214
Tab. 4.4 - Rychlosti traktoru při jmenovitých otáčkách motoru Hi – Neredukované rychlosti, Lo – Redukované rychlosti (technická literatura Zetor, 2013)
Celkový převod
Rychlost traktoru
ic
vt
[-]
[km.h-1]
5 Hi
17,181
35,95
4 Hi
24,704
25,01
3 Hi
39,088
15,8
2 Hi
55,235
11,18
5 Lo
67,806
9,11
1 Hi
78,722
7,85
4 Lo
97,495
6,34
3 Lo
154,26
4
2 Lo
217,985
2,83
1 Lo
310,677
1,99
Převodový stupeň
36
n [min-1] 2200
1 Lo 2 Lo 3 Lo
4 Lo 1 Hi 5 Lo
2 Hi
6,34 7,85 9,11
11,18
3 Hi
4 Hi
5 Hi
15,8
25,01
35,95
1900 1780 1650 1550 1390
1100
550
0 1,99 2,83 4
Obr. 4.4 – Pilový diagram – Zetor Proxima
37
v [km/h]
4.3.2
Zetor Proxima power
Tab. 4.5 - Převodové poměry převodovky Proxima power (technická literatura Zetor, 2013)
Převodový poměr Konstrukční část
i [-]
Násobič točivého momentu H
1,000
M
1,167
L
1,338 Hlavní převodovka při jízdě vpřed
1. převodový stupeň
3,453
2. převodový stupeň
2,323
3. převodový stupeň
1,453
4. převodový stupeň
1,000
Hlavní převodovka při jízdě vzad 1. převodový stupeň
3,246
2. převodový stupeň
2,184
3. převodový stupeň
1,365
4. převodový stupeň
0,940
Vývodové hřídele Zadní – 540 min-1
3,680
Zadní – 1000 min-1
1,950
Zadní – 540 min-1 (pro verzi s 540E)
3,714
Zadní – 540E min-1 (pro verzi s 540E)
2,933
Přední - pravotočivý
1,920
Přední - levotočivý
2,000 Ostatní převody
Redukce (Hi – Lo)
3,947
Kuželový převod
4,077
Koncový převod
4,214
38
Tab. 4.6 - Rychlosti traktoru při jmenovitých otáčkách motoru Hi – Neredukované rychlosti, Lo – Redukované rychlosti, H,M,L – Stupně řazené násobičem točivého momentu (technická literatura Zetor, 2013)
Celkový převod
Rychlost traktoru
ic
vt
[-]
[km.h-1]
4 Hi-H
17,181
36
4 Hi-M
20,057
30,8
4 Hi-L
22,997
26,9
3 Hi-H
24,957
24,8
3 Hi-M
29,134
21,2
3 Hi-L
33,404
18,5
2 Hi-H
39,928
15,5
2 Hi-M
46,599
13,3
2 Hi-L
53,429
11,6
1 Hi-H
59,321
10,4
1 Hi-M
69,249
8,92
1 Hi-L
79,399
7,78
4 Lo-H
67,806
9,11
4 Lo-M
79,155
7,80
4 Lo-L
90,756
6,81
3 Lo-H
98,494
6,27
3 Lo-M
114,978
5,37
3 Lo-L
131,83
4,69
2 Lo-H
157,537
3,92
2 Lo-M
183,903
3,36
2 Lo-L
210,857
2,93
1 Lo-H
234,111
2,64
1 Lo-M
273,292
2,26
1 Lo-L
313,348
1,97
Převodový stupeň
39
n [min-1] 2200
1 Lo-H 2 Lo-H
3 Lo-H
2,64 3,92
6,27
4 Lo-H 1 Hi-H 2 Hi-L 2 Hi-M 2 Hi-H
3 Hi-L
3 Hi-M
3 Hi-H 4 Hi-L
18,5
21,2
24,8
4 Hi-M
4 Hi-H
30,8
36
1650
1100
550
0 9,11 10,4 11,6
13,3
15,5
Obr. 4.5 – Pilový diagram – Zetor Proxima power
40
26,9
v[km/h]
4.4 Hodnocení 4.4.1
V těžkých polních pracích
Pokud budeme traktory hodnotit v těžkých polních pracích prováděných rychlostí 4 – 9 km.h-1, pak lze z pilových diagramů vyčíst, že převodovka Proxima nabízí 4 rychlostní stupňě (4 Lo - 2 Hi). Ztrátové plochy základní převodovky v orbě činí 35,8%. Převodovka Proxima power nabízí pro orbu 10 rychlostí (3 Lo-L – 2 Hi-L). Ztrátové plochy převodovky Proxima power v orbě činí 15,1%. V orbě má převodovka Proxima power v pilovém diagramu o 20,7% méně ztrátových ploch, než převodovka Proxima. 4.4.2
V lehčích polních pracích
Další skupinou prací, při kterých můžeme traktory využívat, jsou polní práce vykonávané vyšší pracovní rychlostí. Například práce s kombinovaným kypřičem nebo kompaktomatem, při kterých může traktor jet pracovní rychlostí 8 až 14 km.h-1 (technické materiály Farmet, 2011). V tomto rozsahu rychlostí nabízí převodovka Proxima 3 rychlostní stupně (5 Lo – 3 Hi) a ztrátové plochy tvoří 43,6%. Převodovka Proxima power v tomto rozsahu nabízí 7 rychlostních stupňů (1 Hi-M – 3 Hi-L) a ztrátové plochy tvoří 21,3%. V lehčích polních pracích má taktéž méně ztrátových ploch převodovka Proxima power a sice o 22,3%. 4.4.3
V dopravě
Dalším porovnáním je porovnání v dopravě, kde se dá předpokládat využití celého rychlostního rozsahu, ovšem bez použití redukovaných (Lo) rychlostí. V takovém případě bude mít převodovka Proxima 5 rychlostí a její ztrátové plochy budou tvořit 57,7%. Převodovka Proxima power nabídne rychlostí 12 a ztrátové plochy pouze 35,4%. V dopravě bude mít méně ztrátových ploch opět převodovka Proxima power a bude jich mít méně o 22,3%. Zároveň je z pilového diagramu také jasně patrné, že u převodovky Proxima není mezi stupni 3 Lo a 4 Lo a stupni 3 Hi a 4 Hi dodržena podmínka maximálního přípustného poměru dvou po sobě jdoucích převodů pro dopravu. V dopravě by otáčky motoru při přeřazování neměly ani při maximální zátěži klesnout pod otáčky, při nichž má motor největší točivý moment. V tomto případě by tedy otáčky neměly klesnout
41
pod 1500 min-1, ovšem z pilového diagramu je patrné, že mezi stupni 3 Hi a 4 Hi je spodní hranicí přeřazení hodnota 1390 min-1. Mezi stupni 3 Lo a 4 Lo toto nemusí být příliš velký problém, protože těmito rychlostmi se traktor v dopravě zpravidla nepohybuje, ovšem mezi stupni 3 Hi a 4 Hi, které se v dopravě využívat zcela jistě budou, dojde k poklesu otáček motoru do oblasti, ve které má malý točivý moment. Tato nevýhoda je kompenzována kinetickou energií soupravy. 4.4.4
Celkové
Pokud budeme převodovky hodnotit jako celek, pak budeme počítat s celým rychlostním rozsahem, který umožňují a se všemi převodovými stupni. Pojezdová rychlost se bude pohybovat v rozmezí 1,36 - 35,95 km.h-1 pro převodovku Proxima respektive 1,34 – 36 km.h-1 pro převodovku Proxima power. U převodovky Proxima ztrátové plochy činí 47,7%, kdežto u převodovky Proxima power jen 21,2%. To znamená, že užitečné plochy u převodovky Proxima tvoří pouze 52,3%, zatímco u převodovky Proxima power 78,8%. Celkově má v pilovém diagramu převodovka Proxima power o 26,5% méně ztrátových ploch.
5
ZÁVĚR Na základě teoretických údajů jsem provedl analýzu dvou převodovek. Jednalo se
o převodovky: Zetor Proxima - základní a Zetor Proxima power. Převodovky jsem porovnával z hlediska využití možností motoru a to jak v celém rozsahu rychlostí, tak ve třech podkategoriích podle prováděné pracovní operace: v těžkých polních pracích (rychlostí 4 – 9 km.h-1), v lehčích polních pracích (8 – 14 km.h-1) a v dopravě (bez redukovaných rychlostí). K porovnání jsem použil procentuální vyjádření velikostí ztrátových ploch v pilových diagramech. V celkovém porovnání i ve všech podkategoriích má méně ztrátových ploch převodovka Proxima power. Nejméně ztrátových ploch měly obě převodovky při hodnocení v těžkých polních pracích a nejvíce při hodnocení v dopravě. Nejmenší rozdíl mezi ztrátovými plochami obou převodovek je v těžkých polních pracích. Rozdíl v lehčích polních pracích a v dopravě je stejný. Z pilového diagramu u převodovky Proxima vyplývá, že mezi třetím a čtvrtým převodovým stupněm klesnou otáčky na 1390 min-1. V této oblasti má motor nízký točivý moment a traktor by se nemohl rozjet.
42
6
PŘEHLED POUŽITÝCH ZDROJŮ
6.1 Použitá literatura BAUER F., SEDLÁK P., ŠMERDA T., 2006: Traktory. 1. vyd. Mendelova zemědělská a lesnická univerzita, Brno, 192 s. VLK F., 2006: Převody motorových vozidel. 1. vyd. František Vlk, Brno, 371 s. JAN Z., ŽĎÁNSKÝ B., 2006: Výkladový automobilový slovník. 2. vyd. Computer Press, Brno, 244 s. GRODA B., VÍTĚZ T., 2009: Mechanika tekutin I. 1. vyd. Mendelova zemědělská a lesnická univerzita v Brně, Brno, 211 s. KUBÍN K., PRAŽAN R., SYROVÝ O., GERNDTOVÁ I., 2012: Vliv nastavení CVT převodovky při využití traktoru v dopravě. Mechanizace zemědělství. 2012 (6): 60-65 PERNIS P., 2012: PowerShift versus AutoPower. Mechanizace zemědělství. 2012 (7): 30-36 ŠMERDA T., ČUPERA J., BAUER F., SEDLÁK P., NOVÁK P., 2010: Koncepce pohonů traktorů. Mechanizace zemědělství. 2010 (7): 42-53 ŠMERDA T., ČUPERA J., BAUER F., SEDLÁK P., 2010: Účinnost traktorových převodovek. Mechanizace zemědělství. 2010 (8): 17-24 ŠMERDA T., ČUPERA J., 2010: Plynulé převodovky ze Sant Valentinu. Mechanizace zemědělství. 2010 (9): 14-21 Technická literatura Zetor, 2013: 14 s. Technické materiály Farmet, 2011: Stroje pro přípravu půdy před setím. 15 s.
6.2 Elektronické zdroje Ústav techniky a automobilové dopravy, 2012: balík opor předmětu Doprava a mobilní energetické
prostředky
2012.
Databáze
online
[cit.
2013-04-08].
Dostupné
na: http://web2.mendelu.cz/autozkusebna/html/prostud.htm Zetor tractors, 2013: Motory Z 1004, Z 1005. Databáze online [cit. 2013-02-23]. Dostupné na: http://www.zetor.cz/motory-z-1004-z-1005 Zetor tractors, 2013: Zetor Proxima. Databáze online [cit. 2013-04-09] Dostupné na: http://www.zetor.cz/zetor-proxima Zetor tractors, 2013: Zetor Proxima power. Databáze online [cit. 2013-04-09] Dostupné
43
na: http://www.zetor.cz/zetor-proxima-power
7
SEZNAM OBRÁZKŮ
Obr. 2.1 Ideální výkonové křivky ................................................................................... 8 Obr. 2.2 Úplná charakteristika motoru traktoru Massey Ferguson 7490 Dyna VT ..... 9 Obr. 2.3 Vliv velikosti převýšení točivého momentu motoru na velikost ztrátových p... 10 Obr. 2.4 Vliv počtu převodových stupňů na velikost ztrátových ploch .......................... 10 Obr. 2.5 Pilový diagram pro geometrickou řadu .......................................................... 11 Obr. 2.6 Pilový diagram pro aritmetickou řadu ............................................................ 11 Obr. 2.7 Řazení pomocí přesunu ozubeného kola ......................................................... 12 Obr. 2.8 Princip řazení zubovou spojkou ...................................................................... 13 Obr. 2.9 Synchronizační spojka s pružně omezenou přítlačnou silou ........................... 14 Obr. 2.10 Schéma dvoustupňového předlohového násobiče ......................................... 15 Obr. 2.11 Schéma planetového soukolí ......................................................................... 16 Obr. 2.12 Schémata planetových násobičů točivého momentu ..................................... 16 Obr. 2.13 Schéma převodovky Full PowerShift 18/6 .................................................... 17 Obr. 2.14 Princip převodovky DSG .............................................................................. 18 Obr. 2.15 Hydrodynamický měnič ................................................................................. 20 Obr. 2.16 Celková účinnost měniče ............................................................................... 20 Obr. 2.17 Celková účinnost měniče s volnoběžkou a děleným statorovým věncem ...... 21 Obr. 2.18 Bezstupňová převodovka Vario, typ ML 130 s jedním hydromotorem ......... 22 Obr. 2.19 Kinematika planetového převodu převodovky Vario .................................... 23 Obr. 2.20 Schéma převodovky z traktoru Puma CVX ................................................... 24 Obr. 2.21 Slučovací planetový převod ........................................................................... 24 Obr. 2.22 Reverzační planetové soukolí převodovky AutoQuad (John Deere) ............. 25 Obr. 4.1 Schéma převodovky Zetor Proxima ................................................................ 28 Obr. 4.2 Schéma převodovky Zetor Proxima power ..................................................... 30 Obr. 4.3 Vnější otáčková charakteristika motoru Zetor 1005 ...................................... 31 Obr. 4.4 Pilový diagram – Zetor Proxima ..................................................................... 37 Obr. 4.5 Pilový diagram – Zetor Proxima power .......................................................... 40
44
8
SEZNAM TABULEK
Tab. 4.1 Technické parametry traktoru Zetor Proxima 100 .......................................... 32 Tab. 4.2 Technické parametry traktoru Zetor Proxima power 100 ............................... 32 Tab. 4.3 Převodové poměry převodovky Proxima ......................................................... 35 Tab. 4.4 Rychlosti traktoru při jmenovitých otáčkách motoru ...................................... 36 Tab. 4.5 Převodové poměry převodovky Proxima power .............................................. 38 Tab. 4.6 Rychlosti traktoru při jmenovitých otáčkách motoru ...................................... 39
45
