Možnosti uplatnění dynamických měření při diagnostice motorových vozidel

Česká zemědělská univerzita v Praze Technická fakulta

Možnosti uplatnění dynamických měření při diagnostice motorových vozidel Disertační práce

Doktorand: Ing. Martin Pexa Školitel: Prof. Ing. Ladislav Pejša, DrSc. Katedra: Jakosti a spolehlivosti strojů

Praha 2005 1

Poděkování: Na tomto místě si autor dovoluje poděkovat svému školiteli Prof. Ing. Ladislavu Pejšovi, DrSc. za odborné vedení v celém průběhu doktorského studia a za cenné rady a věcné připomínky při řešení problémů v průběhu vypracování doktorské disertační práce. Poděkování za odborné připomínky, komentáře a poskytnutou literaturu patří také Doc. Ing. Boleslavu Kadlečkovi, CSc., Prof. Ing. Josefu Poštovi, CSc. a celému kolektivu katedry Jakosti a spolehlivosti strojů a katedry Vozidel a pozemní dopravy.

2

Abstrakt Disertační práce se zabývá problematikou diagnostiky mobilních strojů se spalovacími motory a vlivem jejich technického stavu na provozní parametry. V rámci zpracování byly sestaveny výpočetní programy, které na základě dynamického měření umožňují simulovat provozní zatížení strojů. Volené zatížení může být v souladu s příslušnými homologačními předpisy pro městský a mimoměstský cyklus, 13-bodový cyklus, kontrolu brzdného účinku a pro tahové charakteristiky. Pro konkrétní motorové vozidlo nebo mobilní stroj jsou naměřeny a vypočteny aktuální hodnoty spotřeby paliva a brzdné dráhy a řidiči je doporučován způsob řazení s ohledem na dosažení co nejnižší spotřeby paliva. Podrobněji je tato práce zaměřena na tvorbu tahové charakteristiky a simulovaný provoz traktoru na modelovaném poli, zabývá se vyhodnocováním spotřeby paliva a předpokládá, že vyhodnocování emisí výfukových plynů bude řešitelné obdobně. Dynamický způsob měření navržený v disertaci poskytuje obdobně přesné výsledky jako při homologačních měřeních a tudíž umožňuje provádět servisní úkony na strojích s úsporou nákladů a pracnosti. Na identifikované problémy systém upozorní a navrhne jejich řešení. Klíčová slova: dynamické a kvazistatické měření, městský a mimoměstský cyklus, tahová charakteristika, modelování polní práce, spotřeba paliva

Abstract The thesis deals with mobile machine diagnostics problems with combustion engines and with the influence of their technical conditions on operation parameters. In terms of processing, computer programs which enable to simulate the operational load of machines on basis of dynamic measuring were made. Selected load can conform to relevant homologation regulations for urban and extraurban cycle, 13-punctual cycle, brake effect check and for tractive characteristics. Actual values of fuel consumption and of braking trajectory are measured and calculated for concrete motor vehicle or mobile machine and shift mode is recommended to driver with reference to the lowest fuel consumption achievement. This thesis is aimed on tractive characteristics processing and simulated tractor running on proposed field in detail, it deals with fuel consumption analyse and it assumes the exhaust emissions analyse to be solvable accordingly. Dynamic way of measuring proposed in the thesis provides accordingly accurate results like homologation measuring and therefore it allows to carry on service operation on machines with saving of cost and time. The method will advise of problems identified in the thesis and suggest their solutions. Keywords: dynamic and quasistatic measuring, urban and extraurban driving cycle, tension characteristic, agricultural labour simulation, fuel consumption

3

Obsah

1.

Úvod ……………………………………………………………………………

1

Přehled současného stavu problematiky hodnocení motorových vozidel ………………………………………………………………………….

4

Stávající metody měření hlavních parametrů spalovacích motorů ………. 1.1 1.1.1 Metody měření výkonových parametrů spalovacích motorů ……………… 1.1.1.1 Měření při stacionárním zatěžovacím momentu ……………………….. 1.1.1.1.1 Měření motorovým dynamometrem na zkušebním stanovišti ……... 1.1.1.1.2 Měření spalovacího motoru ve vozidle pomocí válcového dynamometru ……………………..……………………………….... 1.1.1.2 Měření výkonových parametrů dynamických způsobem …………......... 1.1.1.2.1 Válcové zkušebny pro dynamická měření …………………………. 1.1.1.2.2 Metoda měření při volné akceleraci ……………………………….. 1.1.1.2.3 Kvazistatická metoda měření ……………………………………..... 1.1.2 Metody měření spotřeby paliva …………………………………………… 1.1.2.1 Měření spotřeby paliva pomocí průtokoměrů …………………………. 1.1.2.2 Měření spotřeby paliva z emisí ………………………………………… 1.1.3 Měření emisních složek výfukových plynů ………………………………. Stávající metody hodnocení motorových vozidel …………………………. 1.2 1.2.1 Aplikace dynamických měření na městský a mimoměstský cyklus osobních vozidel ………………………………………………………….. 1.2.1.1 Homologační měření městského a mimoměstského cyklu ……………. 1.2.1.2 Využití dynamických měření při tvorbě městského a mimoměstského cyklu …………………………………………………………………… 1.2.1.2.1 Vstupní veličiny procesu simulace městského cyklu na počítači …. 1.2.1.2.2 Vytvoření celkové veličinové charakteristiky motoru……………… 1.2.1.2.2.1 Měření otáček, točivého momentu a spotřeby paliva motoru Š – 136 ………………………………………………………….. 1.2.1.2.2.2 Vytvoření celkové veličinové charakteristiky …………………. 1.2.1.2.3 Aplikace dynamických měření na městský cyklus ECE 83 R …….. 1.2.1.2.3.1 Potřebný točivý moment motoru ………………………………. 1.2.1.2.3.2 Spotřeba paliva v simulovaném městském cyklu ……………… 1.2.1.2.4 Aplikace dynamických měření na mimoměstský cyklus ………….. 1.2.1.2.5 Spotřeba paliva ve smíšeném cyklu ……………………………….. 1.2.1.2.6 Dílčí závěr ………………………………………………………….. 1.2.2 Aplikace dynamických měření na 13-bodový test a městský jízdní cyklu pro autobusy ……………………….……………………………………… 1.2.2.1 Homologační měření 13-bodového testu ………………………………. 1.2.2.2 Dynamicky měřený 13-bodový test …….……………………………… 1.2.2.2.1 Vstupní celková charakteristika motoru a princip metody ………… 1.2.2.2.2 Zatěžovací tabulky pro cyklus EHK a ESC ……………………….. 1.2.2.2.3 Spotřeba paliva podle cyklu EHK ………………………………..... 1.2.2.2.4 Spotřeba paliva podle cyklu ESC ………………………………….. 1.2.2.3 Městský jízdní cyklus pro autobusy …………………………………… 1.2.2.3.1 Vstupní veličiny procesu simulace městského cyklu na počítači …. 1.2.2.3.2 Zásady pro návrh A-cyklu ………………………………………… 1.2.2.3.3 Příklad zpracování jízdního segmentu A43 ………………………..

4 5 5 6 6 7 8 8 9 11 11 12 13 15 15 15 17 17 18 18 21 22 23 24 26 27 27 28 29 31 31 32 33 34 35 36 36 37

4

1.2.2.3.4 Spotřeba paliva v celém jízdním cyklu ……………………………. 1.2.2.3.5 Dílčí závěr ………………………………………………………….. 1.2.3 Aplikace dynamické kontroly brzdové soustavy vozidla ………………… 1.2.3.1 Metody měření brzdné dráhy ………………………………………….. 1.2.3.1.1 Měření brzdného zpomalení ……………………………………….. 1.2.3.1.2 Kontrola brzdného účinku měřením brzdné dráhy na vozovce ……. 1.2.3.1.3 Kontrola brzdného účinku měřením brzdné dráhy na válcové zkušebně ……………………………………………………………. 1.2.3.1.4 Kontrola brzdného účinku měřením brzdné síly na obvodě kol na válcové zkušebně …………………………………………………… 1.2.3.1.5 Kontrola brzdného účinku měřením brzdné síly na obvodě kol na plošinové zkušebně ………………………………………………… 1.2.3.1.6 Shrnutí kontroly technického stavu brzd …………………………... 1.2.3.2 Dynamicky měřený brzdný účinek …………………………………….. 1.2.3.2.1 Data zvoleného vozidla ……………………………………………. 1.2.3.2.2 Princip dynamického měření brzdného účinku ……………………. 1.2.3.2.3 Stanovení brzdné síly ……………………………………………… 1.2.3.2.4 Modelování brzdné dráhy za nestandardních podmínek ………….. 1.2.3.2.4.1 Vliv pneumatiky a její adheze na brzdnou dráhu ……………… 1.2.3.2.4.2 Vliv větru v ose vozidla ……………………………………….. 1.2.3.2.4.3 Vliv sklonu svahu na brzdnou dráhu ………………………….. 1.2.3.2.4.4 Vliv řazení převodových stupňů na brzdnou dráhu …………… 1.2.3.2.4.5 Vliv rychlosti reakce řidiče na dráhu do zastavení ……………. 1.2.3.2.5 Dílčí závěr ……………………………………………………….… Stávající metody měření tahových charakteristik traktoru …………….. 1.3 1.3.1 Standardní tahové zkoušky …………………………………………....…. 1.3.2 Urychlené tahové zkoušky……………………………………………....... 1.3.3 Výpočtová tahová charakteristika …………………………………….......

40 41 42 43 43 44 44 44 45 45 46 46 47 48 51 51 54 54 55 56 56 57 58 59 60

2.

Cíl disertační práce ……………………………………………………….

61

3.

Metodika disertační práce ………………………………………………

62

4.

Návrh modelování tahové charakteristiky traktoru a jeho práce na modelovém pozemku …………………………………………………

64

Návrh virtuální tahové charakteristiky traktoru ………………………… 4.1 4.1.1 Návrh měření celkové charakteristiky motoru s výkonnostním regulátorem 4.1.1.1 Vstupní veličiny pro tvorbu celkové charakteristiky motoru ………..... 4.1.1.2 Měření motoru bez vnějšího zatížení (body 1 – 3) ……………………. 4.1.1.3 Měření motoru při maximálním zatížení (body 7 – 9) ………………… 4.1.1.4 Měření motoru při středním zatížení (body 4 – 6) …………………...... 4.1.1.5 Sestrojení celkové veličinové charakteristiky motoru ………………… 4.1.2 Návrh virtuální tahové charakteristiky …………………………………… 4.1.2.1 Zahrnutí problematiky prokluzu traktoru …………………………....... 4.1.2.2 Dostupnost traktoru v terénu a kontrola řiditelnosti …………………… 4.1.2.3 Vztah tahové síly a točivého momentu motoru ……………………….. 4.1.2.4 Rychlost traktoru v závislosti na tahové síle …………………………... 4.1.2.5 Tahový výkon v závislosti na tahové síle ……………………………… 4.1.2.6 Zpracování závislosti měřené spotřeby paliva …………………………. 4.1.3 Vytvořená virtuální tahová charakteristika měřeného traktoru Z 8045 ….

64 64 65 67 69 71 73 74 75 77 79 80 82 83 84

5

4.1.4 Problematika účinnosti traktoru Z 8045 ………………………………….. Návrh simulace jízdy traktoru Z 8045 na modelovaném pozemku ……… 4.2 4.2.1 Tvorba modelovaného pozemku ………………………………………….. 4.2.2 Systém práce traktoru na modelovaném pozemku ……………………….. 4.2.2.1 Volba pracovního nástroje …………………………………………….. 4.2.2.2 Sklon svahu a úhel klesání nebo stoupání modelovaného pozemku ….. 4.2.2.3 Stanovení odporu pracovního nástroje ………………………………… 4.2.2.4 Stanovení odporu stoupání ……………………………………………. 4.2.2.5 Stanovení odporu valení ………………………………………………. 4.2.2.6 Stanovení celkového jízdního odporu při jízdě na modelovaném pozemku………………………………………………………………... 4.2.2.7 Stanovení potřebného točivého momentu motoru …………………….. 4.2.2.8 Stanovení otáček motoru …………………………………………….... 4.2.3 Stanovení spotřeby paliva na modelovaném pozemku ………………….. 4.2.4 Stanovení celkové spotřeby paliva na celém pozemku ………………….. 4.2.5 Výsledky simulace v různých systémech jízdy ………………………….. 4.2.5.1 Systém jízdy traktoru po pozemku napříč vln ………………………… 4.2.5.2 Systém jízdy traktoru po pozemku podél vln …………………………. 4.3 Hodnocení vlivu přesnosti měření na výslednou spotřebu paliva ………….. 4.4 Dílčí závěr …………………………………………………………………..

86 86 86 88 89 90 91 92 93 94 95 100 102 105 106 106 107 108 111

5.

Diskuze ……………………………………………………………………..

115

6.

Závěr ………………………………………………………………………..

118

Literatura ………………………………………………………………….

120

Přílohy Přílohy – obsah ………………………………………………………………………… Příloha 1.1a) - Závislost rychlosti na dráze a na čase – Sekce A1 a A2 ………………. Příloha 1.1b) - Závislost rychlosti na dráze a na čase – Sekce A3 a A4 ………………. Příloha 1.1c) - Závislost rychlosti na dráze a na čase – Sekce A5 a A6 ………………. Příloha 1.2 - Protokol o stavu brzdové soustavy ………………………………………. Příloha 1.3a) - Brzdná dráha vozidla na náledí při hloubce dezénu 0 mm ……………. Příloha 1.3b) - Brzdná dráha vozidla na vozovce o 0,4 mm vody při hloubce dezénu 1,6 mm ……………………………………………………………….. Příloha 1.3c) - Brzdná dráha vozidla na vozovce o 1,6 mm vody při hloubce dezénu 3 mm ………………………………………………………………….. Příloha 1.3d) Brzdná dráha vozidla na náledí při hloubce dezénu 5 mm ……………… Příloha 1.4a) - Brzdná dráha vozidla a odpor vzduchu při protivětru – 40 km.h-1 …….. Příloha 1.4b) - Brzdná dráha vozidla a odpor vzduchu při protivětru + 40 km.h-1 ……. Příloha 1.5a) - Brzdná dráha vozidla při sklonu vozovky 10 % ………………………. Příloha 1.5b) - Brzdná dráha vozidla při sklonu vozovky -5 % (jízda ze svahu) ……… Příloha 1.6a) - Brzdná dráha vozidla při zařazeném 2. rychlostním stupni ……………. Příloha 1.6b) - Brzdná dráha vozidla při zařazeném 5. rychlostním stupni ……………. Příloha 1.7a) - Dráha do zastavení vozidla při reakční době řidiče 0,2 s ……………… Příloha 1.7b) - Dráha do zastavení vozidla při reakční době řidiče 1,7 s ……………… Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli ………….

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

6

Úvod Silniční motorová doprava patří k nejrozšířenějším způsobům přepravy nákladů a osob a tedy i k největším znečišťovatelům životního prostředí. Produkce jednotlivých složek je vyjádřena v následujícím obrázku číslo 0.1. Hodnoty uvedené v grafu platí pro období roku 1990 až 2003 v České republice a jsou rozděleny do tří skupin: - složky na něž se vztahují emisní limity (CO – oxid uhelnatý, NOx – oxidy dusíku, HC - uhlovodíky, PM – pevné částice), - složky vytvářející skleníkový efekt (CH4 – metan, N2O – oxid dusný, CO2 – oxid uhelnatý), - látky nelimitované s toxickým vlivem na lidské zdraví (Pb – olovo, SO2 – oxid siřičitý). Na celkové produkci emisí se motorová vozidla v EU podílejí přibližně 36 % u oxidu uhličitého CO2, 30 % u oxidu uhelnatého CO, 63 % u oxidů dusíku NOx a 39 % u uhlovodíků HC. Zpřísňováním emisních limitů (EURO II, EURO III, EURO IV, EURO V) bude a) zřejmě během deseti let v důsledku konstrukčních úprav motorů v podstatě vyřešen problém emisí CO, NOx a HC, avšak do popředí se dostanou nově sledované karcinogenní složky, zejména aromatické uhlovodíky, aldehydy, polychlorované dioxiny, dibenzofurany a další, b) včetně rovněž škodlivého CO2. Výskyt jednotlivých složek je závislý na spotřebovávaných druzích paliva. Od roku 1990 výrazně vzrostla spotřeba bezolovnatého benzínu Natural a poklesla spotřeba c) olovnatého benzínu, která Obr. 0.1 Emisní bilance ze silniční dopravy v ČR [84] skončila v roce 2000. S tím souvisí výrazný pokles obsahu olova ve výfukových plynech. Nižší spotřeba paliva a nižší cena motorové nafty vede uživatele k pořizování vozidel se vznětovým motorem a tím vrostl počet vyprodukovaných pevných částic. S rozšířením vstřikovacích řídících jednotek bylo dosaženo většího využití energie akumulované v palivu a poklesla tak tvorba oxidu uhelnatého. Spotřeba jednotlivých druhů pohonných hmot je na obrázku číslo 0.2.

1

Na produkci emisí silničních vozidel se také podílí rostoucí počet zaregistrovaných dopravních prostředků, ale zejména jejich vysoké průměrné stáří. K 1. 1. 2005 bylo v evidenci České republiky registrováno 5 997 306 silničních vozidel a jejich průměrné stáří činí 16,6 roku. Zejména se na tak vysokém průměrném stáří podílejí motocykly, traktory a jejich přípojná vozidla. Během roku 2004 došlo ke zvýšení celkového počtu vozidel o 2,88 % a zvýšilo se jejich průměrné Obr. 0.2 Spotřeba pohonných hmot v silniční dopravě v ČR [84] stáří o 0,07 % roku. Z dosavadního vývoje důsledků rozvoje silniční dopravy lze vyvodit závěr, že její udržitelný rozvoj nezbytně vyžaduje zásadObr. 0.3 Celkový počet silničních vozidel v ČR [84] ní opatření v podobě intenzivního technického a legislativního působení na soustavné snižování ekologické zátěže a na zvyšování bezpečnosti provozu motorových vozidel. Technickou stránku dané problematiky, kterou se autor v předložené práci zabývá, lze v podstatě rozdělit na dvě základní části. Jednak je to stávající poměrně dokonalý systém homologačních měřících metod a předpisů, které vyvíjejí velice účinný tlak na soustavné zdokonalování konstrukce vozidel a dále pak je to stávající málo účinný systém periodických provozních kontrol, který zdaleka není schopen zachytit důsledky náhodných provozních změn technického stavu vozidel, vedoucí k výrazným odchylkám od homologačně měřených hodnot. Uvedená problematika účinných periodických provozních kontrol motorových vozidel je v současné době intenzivně preferována v některých státech USA, zejména v Kalifornii, a lze očekávat, že tak, jako tomu v daném oboru již bylo vícekrát, se vyvíjená progresivní opatření budou šířit i do Evropy. Američané pomocí systému několikastupňových periodických kontrol vozidel a s použitím investičně a provozně přijatelně levných prostředků dosahují [21], na rozdíl od běžné evropské praxe, takové výstupy provozních měření, které jsou v korelačním vztahu k přesným měřením homologačním. Dále pak příslušným represivním opatřením zabezpečují

2

poměrně malé odchylky od homologačně deklarovaného technického stavu vozidel po celou dobu jejich provozu. Uvedená myšlenka autora velice zaujala a v předložené práci prezentuje svůj přínos k dané problematice. Základ autorova přínosu spočívá v tom, že hledá, zpracovává a předkládá provozní měřící metody, jejichž výstupní data jsou přímo v jednotkách homologačního měření, tudíž bezprostředně srovnatelná s legislativně deklarovanými hodnotami nových vozidel, přičemž zůstává zachována investiční a provozní levnost měření a tím i široká základna jeho využitelnosti. Autor zde vychází z principů dynamických a kvazistatických měření [36], které umožňují v krátkých časových okamžicích plně nahradit stabilní zatížení motoru zatížením dynamickým, charakterizovat tak jeho silové a emisní chování a činit závěry pro provoz motoru ve stabilních i přechodových režimech. Poměrně dokonalé homologační měření městského a mimoměstského cyklu, 13-bodového testu, tahových charakteristik traktorů a brzdné dráhy velmi přesně vystihuje podmínky provozu na pozemních komunikacích jak z hlediska produkovaných emisí, tak i z hlediska aktivní bezpečnosti silničního provozu, na níž se brzdová soustava a její pomocné systémy (např. ABS, brzdový asistent atd.) velkou měrou podílejí. Velkým přínosem pro ekologii, ekonomiku i bezpečnost provozu by tudíž bylo, kdyby se uvedená přesná měření mohla periodicky opakovat při technických kontrolách a mohly z toho být vyvozovány závěry stimulující uživatele k důsledné kvalitní péči o technický stav vozidel. Rovněž tak se jeví účelné rozšířit obdobu uvedených přesných měření v běžných servisních pracovištích. Realizace je v zásadě možná za pomoci moderní výpočetní techniky s využitím známých dynamických a kvazistatických metod. V předložené práci využitá dynamická diagnostická hodnocení souhrnných provozních vlastností užitkových motorových vozidel vycházejí z probíhajícího řešení projektu COST 346 „Metoda měření na volných válcích pro testování emisí, spotřeby paliva a technického stavu motorů nákladních automobilů traktorů a speciálních vozidel“ [23, 24, 25, 26], na němž se autor podílí, a navazuje na jeden z předcházejících dílčích úkolů tohoto projektu „Kvazistatická metoda měření spotřeby paliva a produkce emisí spalovacích motorů“ [27]. Tato metoda byla v roce 1998 též částečně ověřována na nákladních automobilech a zemědělských traktorech a nabízí z technického hlediska velice zajímavou a účelnou alternativu stávajícího způsobu měření. Tento nový způsob měření se jeví jako velmi vhodný pro aplikování do servisní praxe s investičními náklady, které jsou více jak desetinásobně menší než u klasického homologačního měření. Z uvedeného hlediska je předložená práce zpracována ve snaze nalézt metody účelně využitelné jednak v systémech periodických emisních a technických kontrol motorových vozidel, které by lépe prosazovaly zájmy společnosti na jejich bezpečném a ekologickém provozu, a dále pak v systému servisních měření, kde by v zájmu uživatelů byly lépe odhalovány a napravovány odchylky od bezpečného a ekonomického provozu vozidel.

3

1. Přehled současného stavu problematiky hodnocení motorových vozidel Současné metody měření motorových vozidel se historicky vyvíjely v průběhu téměř celého minulého století bez podílu výpočetní techniky a teprve v posledních 10 až 15 letech do tohoto oboru výpočetní technika intenzivně proniká. Problémem však je, že výpočetní technika je využívána především pro kvalitnější, rychlejší a přehlednější zpracování výsledků měření jak číselných, tabulkových i grafických, ale stále nedostatečně zasahuje do samotného procesu měření a jeho vyhodnocení. Především se jedná o stávající nedostatečné využívání rychlých dynamických dějů při práci motoru, ze kterých je možno moderními výpočetními prostředky získat informace dostatečně přesné a ve větším rozsahu než při stabilním zatěžováním na motorové brzdě. Dále pak se jedná o nedostatečné využívání možnosti modelovat provozní režimy motorů a vozidel, s cílem rozpoznat důsledky jejich postupujícího opotřebení. Autor proto podrobil stávající systémy měření určité kritice, aby na základě poznání jejich nedostatků vytýčil možnosti měření dynamických jevů s využitím moderní výpočetní techniky. Řada stávajících měření je realizována při stabilních režimech práce motoru a vozidlových systémů. Například měření točivého momentu motoru při stabilních otáčkách a nebo měření účinku brzd při stabilních nízkých rychlostech má své specifické nedostatky, jejíž podrobnější poznání může vést k vhodnějším dynamickým způsobům měření. Autor se na svém pracovišti zúčastnil prací na dané problematice, jejichž výsledkem již byly některé dynamické metody měření a jsou tudíž zařazeny již jako metody stávající, na něž autor v této předkládané disertaci dále navazuje a předkládá svůj přínos. Tato kapitola je rozdělena do tří částí. V první části jsou shrnuty stávající způsoby měření hlavních parametrů spalovacích motorů (výkonů, spotřeby paliva, emisí) se zaměřením na vhodnost uplatnění dynamických měření. V druhé části kapitoly jsou obsaženy výsledky již dříve zpracovaných výzkumných úkolů na nichž se autor podílel a jejichž výstupy jsou vstupem do předkládané práce. Ve třetí části rozboru současného stavu se autor zaměřuje na možnosti měření (standardní, urychlená a výpočtová tahová charakteristika) a vytvoření tahové charakteristiky traktoru.

1.1 Stávající metody měření hlavních parametrů spalovacích motorů Na silniční motorová vozidla a jejich části jsou kladeny požadavky bezvadného, spolehlivého, ekologického a ekonomicky příznivého provozu. Zabezpečit tyto požadavky nelze pouze kvalitní konstrukcí a výrobou, ale o vozidlo a jeho zařízení je nutno pečovat a jejich funkci pravidelně kontrolovat, protože zdroje paliv nejsou nevyčerpatelné, dochází ke znečišťování životního prostředí zplodinami výfukových plynů a může být ohrožen lidský život. Úkolem servisních pracovišť je kontrolovat jednotlivé funkce všech zařízení vozidla, zejména ty, co mají dopad na bezpečnost silničního provozu, ale také na ekologičnost provozu, protože silniční doprava patří k předním znečišťovatelům životního prostředí. Z tohoto důvodu vznikly stanice technické kontroly pro vozidla v provozu. Pro vozidla nová platí homologační měření, která s velkou přesností vystihují chování vozidla v silničním provozu. Hlavním parametrem spalovacích motorů z hlediska ekonomiky a ekologie provozu je míra účinnosti přeměny chemické energie obsažené v palivu na mechanickou práci.

4

V případě, že se na stejné množství práce lépe využije energie obsažená v palivu, dopad na životní prostředí bude menší. Nejvýznamnějším ukazatelem této účinnosti je měrná spotřeba paliva [g.kWh-1], kterou lze charakterizovat jako komplexní diagnostický signál spalovacích motorů. Na velikost měrné spotřeby paliva má vliv technický stav daného motoru, ale také pokrok v konstrukci motoru. Aby bylo možné stanovit uvedený komplexní diagnostický signál, tak je nutné, aby byly dostatečně přesně měřeny výkonové parametry a spotřeba paliva motoru. Tab. 1.1 – Přehled metod měření výkonových parametrů motorů [21] Způsob zatížení Stacionární (statické) předvolené otáčky motoru jsou udržovány zatěžovacím momentem brzdy (automobilové motory) zatěžovací moment se volí nezávisle na otáčkách (motory s vlastní regulací)

Uložení motoru zkušební stanoviště

Měření výkonu na klikovém hřídeli nebo jiném srovnatelném místě obvodu hnacích kol (válcové zkušebny)

ve vozidle (v místě instalace)

klikovém hřídeli nebo jiném srovnatelném místě vývodovém hřídeli (traktory a užitková vozidla) obvodu hnacích kol (válcové zkušebny)

Dynamické urychlování setrvačných hmot zvoleným točivým momentem

ve vozidle

klikovém hřídeli nebo jiném srovnatelném místě přepočet výkonu na klikový hřídel

Princip měřícího zařízení Absorpční dynamometry: - elektromagnetické vířivé brzdy - hydraulické brzdy - mechanické frikční brzdy - vzduchové brzdy (vrtulové) - tandemové brzdy (kombinace) Univerzální dynamometry: - elektrodynamické motorgenerátory na stejnosměrný nebo střídavý proud Torzní dynamometry (nebrzdí) měření úhlového zrychlení setrvačných hmot (přídavné setrvačníky na válcích) měření úhlového zrychlení klikového hřídele samotného motoru (volná akcelerace) nebo s přídavnými setrvačnými hmotami při jízdě na určitý převodový stupeň měření přímočarého zrychlení celého vozidla

1.1.1 Metody měření výkonových parametrů spalovacích motorů K měření výkonových parametrů spalovacích motorů, výkonu a točivého momentu v závislosti na otáčkách, se využívá celá řada metod. Každá metoda měření má různé požadavky na její provedení a s tím souvisí také rozdílná přesnost. Z hlediska zatížení, lze rozdělit tyto metody na stacionární a dynamické. Podrobnější přehled uvádí tabulka číslo 1.1. 1.1.1.1 Měření při stacionárním zatěžovacím momentu Obvykle se statickým (stabilním) zatížením spalovacího motoru rozumí takové zatížení, které umožní nastavení předvolených otáček, které jsou v průběhu snímání jednotlivých

5

vstupů a výstupů z motoru konstantní. K udržování příslušného zatížení slouží celá řada dynamometrů. 1.1.1.1.1 Měření motorovým dynamometrem na zkušebním stanovišti [21, 42, 72, 79] Tento způsob měření spalovacího motoru vychází z normy ISO 1585:1992 „Silniční vozidla – Zkoušky motoru – Výkon netto“ nebo ČSN 30 2008 „Motory automobilové - Zkoušky na brzdovém stanovišti“. Motor je v tomto případě demontován z vozidla a uložen na měřící stanoviště, kde je dovybaven pouze pomocným zařízením, které je nezbytné k jeho provozu. Měření výkonových parametrů motoru na zkušebním stanovišti patří k základním způsobům snímání parametrů na klikovém Obr. 1.1 – Měření samotného motoru na hřídeli. Příslušná norma limituje přesnost výkonovém dynamometru [79] měření jednotlivých signálů včetně korekcí na standardní podmínky. Z tohoto důvodu je také toto měření považováno za plně průkazné. Z praktického hlediska se však i zde vyskytují chyby měření, které mohou být například způsobeny vlastními ztrátami a hysterezí použitého dynamometru, chybou snímačů reakční síly a případně také snímači teplot a atmosférického tlaku, které se projeví jako chyba ve výpočtu korekčních činitelů na referenční atmosférické podmínky. Zkušební stanoviště je s ohledem na své vysoké pořizovací náklady, požadavky na čas a pracnost vhodné zejména pro vývoj nových motorů, zkoušení při jejich výrobě a případně homologační měření. Pro běžnou servisní a opravárenskou praxi je tento způsob měření výkonových parametrů nevhodný i s ohledem na nestejné provozní podmínky v zabudovaném stavu a ve stavu uložení na zkušebním stanovišti (například rozdílná sací a výfuková soustava). 1.1.1.1.2 Měření spalovacího motoru ve vozidle pomocí válcového dynamometru [21, 34, 42, 72] Některé uvedené nedostatky metody měření na zkušebním stanovišti řeší měření spalovacího motoru ve vozidle na válcovém dynamometru. Tato metoda měření dosahuje srovnatelných přesností měření jako předchozí metoda, ale pouze při měření výkonových parametrů na obvodu hnacích kol. Ten je proti skutečnému výkonu motoru obvykle nižší. Navíc dochází ve vozidlech při přenosu rychlosti a momentu k transformaci v převodových a jízdních částech. Lze tedy říci, že nejvýznamnější ztráty vznikají právě při přenosu energie z klikového hřídele na hnací kola a jsou závislé na účinnosti částí jako je spojka, převodovka, kloubový hřídel, rozvodovka, koncové převody apod. Dalšími ztrátami jsou ztráty, které se týkají prokluzu a deformační práce pneumatiky s jistým vlivem ventilačních ztrát při jejich rotaci. Velikost těchto ztrát je do jisté míry náhodného charakteru a není ani u vozidla stejné typové řady obvykle shodná. Na velikost ztrát má vliv technický stav a mazání všech třecích dvojic převodovek a rozvodovek a také řada faktorů, které se týkají pneumatiky jako je stav dezénu a nahuštění. V hydraulických, elektrických a jiných soustavách se vyskytují

6

energetické akumulátory, které způsobují kmitání soustavy. Obdobný problém hrozí právě i v uvedených mechanických soustavách, kdy přelévání energie z jednoho do druhého akumulátoru může ovlivnit měření. Velikost celkových převodových ztrát při měření na válcových dynamometrech uváděná v literatuře je značně nejednotná. Ve starší literatuře se pohybuje až u 40 % a v novější literatuře do 25 % užitečného Obr. 1.2 – Měření silničního vozidla na výkonu motoru na klikovém hřídeli. I když válcovém dynamometru [85] jsou v praxi používány metody pro zjištění ztrát, například decelerace motoru, korekční výpočty na prokluz apod., tak je stanovení výkonových parametrů na klikovém hřídeli zatíženo značnou chybou, což dokládají také experimenty, které provádí odborná periodika. V následující tabulce číslo 1.2 jsou uvedeny výsledky z měření vozidla Škoda Felicia 1,9 D v různých zkušebnách. Tab. 1.2 – Hodnoty výkonových parametrů vozidla Škoda Felicia 1,9 D v různých zkušebnách [21, 26] Zkušebna Jaroš Brno Bosch Maha Consulting MEZservis Vsetín Technology garage Tabulkové hodnoty

Výkon [kW při min-1]

Točivý moment [Nm při min-1]

45,77 při 4028 46,10 při 4240 48,00 při 4380 42,66 při 4588 42,60 při 4545 47,00 při 4300

120,90 při 2328 115,80 při 2810 112,00 při 2780 100,20 při 3226 99,70 při 2970 124,00 při 2500 - 3200

Z tabulky vyplývá, že jsou v měřených hodnotách různými zkušebnami značné výkyvy a jsou dosaženy odchylky přesahující i 20 % měřené veličiny, což je pro diagnostickou praxi nepřijatelné. Na druhou stranu nelze tyto metody v žádném případě zamítnout, protože dokáží přesně měřit zejména výkon na hnacích kolech. Ten je dále korigován a přepočítáván na klikový hřídel, což je běžně výrobci udávaná hodnota, kterou měří na základě norem na zkušebním stanovišti, které má odlišné podmínky od jiných firemních podmínek a zejména je měřen jiný motor v jiném technickém stavu. Uvedené důvody a praktické použití upozorňují na význam přenesených výkonových parametrů z klikového hřídele na hnací kola. Výkon na hnacích kolech slouží přímo k pohybu vozidla, kdežto výkon na klikovém hřídeli motoru musí pokrýt všechny dříve uvedené ztráty zařízeních od motoru až po hnací kola. Zároveň by měření výkonu na hnacích kolech umožnilo kromě stavu motoru kontrolovat také stav převodových a pojezdových ústrojí. Z tohoto důvodu je válcová zkušebna vhodná. Jejím nedostatkem jsou však větší požadavky na investice a proto se hodí do větších firem a servisních pracovišť. 1.1.1.2 Měření výkonových parametrů dynamických způsobem Proti statickým metodám měření, kdy jsou výkonové parametry spalovacího motoru měřeny při ustálených otáčkách a zatížení, tak jsou v případě dynamických metod měřeny při

7

dynamických režimech motoru, jako je urychlování (akcelerace) a zpomalování (decelerace) jeho setrvačných hmot. Motor je tedy zatížen svou setrvačnou hmotností, kterou urychluje. Velikost zatížení není dána absolutní hodnotou momentu setrvačnosti, ale polohou palivového pedálu. Měřený motor zpravidla urychluje setrvačné hmoty s plnou dodávkou paliva. Ve výsledku není rozdíl v tom, zda při jízdě na vozovce jsou setrvačné hmoty vztaženy k celému vozidlu nebo při urychlování samotného motoru (volná akcelerace), kdy setrvačné hmoty odpovídají jeho pohybujícím se součástkám. Změní se pouze poměr velikosti zrychlení a setrvačné hmoty, které jsou spolu v nepřímé úměře. Na základě takto naměřených průběhů výkonových parametrů na otáčkách motoru lze sestrojit dynamickou charakteristiku motoru, která je obdobná s vnější otáčkovou charakteristikou motoru měřenou na zkušebním stanovišti za statických podmínek, ale nelze je ztotožňovat, přestože mezi oběma druhy charakteristik nebývají výrazné rozdíly. Během dynamického procesu totiž dochází k situaci, že při rozběhu motoru si neodpovídají podmínky spalování s podmínkami přípravy spalování, protože dochází k fázovému posunu charakteristik, který je způsobený setrvačností pracovního cyklu. V široké praxi jsou relativně často upřednostňovány statické měření na zkušebních stanovištích, i když se ve skutečném provozu tyto případy nevyskytují příliš často, ale spíše se jedná o dynamické režimy práce motoru (doba akcelerace mezi různými rychlostmi), které mají svůj význam především v otázce bezpečnosti předjíždění a plynulosti provozu. Statické charakteristiky mají význam při posuzování vozidel v provozu na dálnicích a silnicích pro motorová vozidla. 1.1.1.2.1 Válcové zkušebny pro dynamická měření [11, 21, 72] Pro měření výkonových parametrů dynamickým způsobem na válcových zkušebnách se využívá jejich setrvačníkové provedení, které je původně pro kontrolu rychloměrů a tachografů, přezkoušení termostatů, teploměrů, činnosti spojky, řazení převodů, lokalizace hluků apod. Zařízení je vybaveno válci, které jsou poháněny hnacími koly vozidla a v režimu akcelerace se k nim pro zvýšení setrvačnosti připojují setrvačníky. Aby skutečné podmínky na pozemních komunikacích byly adekvátní s měřícími podmínkami, tak je zapotřebí přesně tak velkých setrvačníků jako je setrvačná hmota vozidla. V praxi se to řeší kombinací zapojování různých setrvačníků nebo pomocí vzduchových a hydraulických brzd. Měření výkonu a točivého momentu motoru je obvykle u tohoto typu zkušebny řešeno pomocí vloženého členu mezi rotující válec a poháněný setrvačník. Vloženým členem může být momentový převod nebo torzní dynamometr. V současné době jsou původní méně přesné analogové zapisovače nahrazeny digitálním vyhodnocením. Nejmodernější zařízení umožňují měření statické i dynamické. Bohužel jsou mnohdy ještě v současné době dynamické metody měření brány jako pouze pomocné a orientační, i když konstrukce setrvačníkové válcové zkušebny je jednodušší a také řádově levnější, čímž by nalezly uplatnění v běžných servisních střediscích nejen k orientačním zkouškám, ale k plnohodnotným zkouškám výkonových parametrů motoru. 1.1.1.2.2 Metoda měření při volné akceleraci [11, 21, 22, 42, 36, 37, 40, 41] Měření výkonových parametrů pomocí volné akcelerace vnější silou nezatíženého motoru je známo již několik desetiletí, ale bez objektivní podstaty. Pouze záleželo na subjektivních zkušenostech mechanika, který měření prováděl. S rozvojem techniky se

8

postupně přešlo z méně přesných analogových přístrojů na digitální elektroniku a výpočetní techniku, která již je objektivní. Výhodou této metody vůči výše popsaným metodám měření výkonu a točivého momentu motoru je vysoká přesnost a opakovatelnost, protože jako jediná z metod není ovlivněna ztrátami a hysterezí jako je tomu u statických měření. Přesnost měření na volných válcích je ovlivněna pouze přesností měření času, za který se pootočí klikový hřídel motoru o určitý úhel. Měření úhlového zrychlení a úhlové rychlosti klikového hřídele motoru s dostatečnou přesností na µs Obr. 1.3 – Měření traktoru na volných válcích [22] je poměrně snadnou záležitostí. Problematické je stanovení momentu setrvačnosti motoru. První možností jak získat moment setrvačnosti motoru je informace od výrobce, který dodá přesnou hodnotu momentu setrvačnosti přímo s motorem vozidla. Tento způsob je velmi jednoduchý, ale v praxi se vyskytuje pouze ojediněle. Druhou možností je změřit nové vozidlo a moment setrvačnosti vypočítat zpětně z naměřeného točivého momentu. Možností třetí je měřit dostatečné množství vozidel a sledovat průběh točivého momentu. V případě, že překračuje výrobcem udávanou hodnotu, pro motor bez jakýchkoliv úprav, je hodnota momentu setrvačnosti snížena. Toto se opakuje, až se získá poměrně přesný moment setrvačnosti, který se blíží hodnotě skutečné. Čtvrtou možností je změřit motor s přívažkem o známé velikosti a moment setrvačnosti dopočítat. Z hlediska provozu motoru lze moment setrvačnosti považovat za konstantní, jelikož se téměř nemění. Případná chyba v nastavení momentu setrvačnosti je při měření významná, ale je chybou systematickou a nemá tedy náhodný vliv na přesnost vlastního měření. Kromě stanovení momentu setrvačnosti motoru je zde problém s parametry plnícího vzduchu. Jde především o motory s turbodmychadlem a motory, které mají proměnnou délku sacího potrubí. Zpoždění turbodmychadla je dané vlastním principem jeho práce a v závislosti na vyspělosti konstrukce je ovlivněna jeho velikost. Přesto i u moderních motorů se téměř v celém rozsahu během měření při volné akceleraci naměří hodnoty výkonových parametrů, které by odpovídaly atmosféricky plněnému motoru. Kromě uvedených nedostatků, které jsou podstatné, má metoda měření na volných válcích také celou řadu předností. Kromě toho, že je zaručena velmi vysoká opakovatelnost měření je toto měření prováděno bez demontáže motoru a dalších významných technických zásahů. Významnou výhodou je také neomezený rozsah výkonově různých strojů, které jsou měřeny se stejnou přesností jediným přístrojem. Nespornou výhodou jsou také nízké pořizovací náklady proti klasickým metodám měření. 1.1.1.2.3 Kvazistatická metoda měření [11, 21, 36, 37, 40, 41] Kvazistatická metoda využívá akcelerační princip a je charakterizována tím, že plná akcelerace motoru působí jednorázově a nebo i opakovaně, vždy pouze v poměrně úzkém pásmu otáček, při němž se zatížení motoru relativně ustálí. Toto zatížení lze měřit a současně lze měřit i relativně ustálené vstupy do motoru (spotřebu paliva) a výstupy (škodlivé emise a jiné charakteristiky).

9

Takto lze měřit poměrně snadno všechny druhy spalovacích motorů osobních a nákladních silničních vozidel, autobusů, traktorů a samojízdných strojů. Jisté problémy způsobuje měření vstupů a výstupů z motoru. Je totiž zapotřebí velmi citlivé zařízení, které je schopno měřit v aktuálním čase, což zvyšuje ekonomické náklady. Přestavení palivového pedálu z nulové do plné dodávky paliva je nutné provést během několika setin sekundy, jelikož by mohlo dojít k nežádoucím částečným dostřikům paliva. U vznětových motorů s výkonnostním regulátorem to není problémem, protože již malá změna polohy palivového pedálu znamená plnou nebo nulovou dodávku paliva. U vozidel vznětových s omezovacím regulátorem nebo vozidel se zážehovým motorem dochází k dostřikům, které mohou zkreslit naměřená data o 1 až 3 %.

Obr. 1.4 – Kvazistatická měření točivého momentu [40, 41] Na obrázku číslo 1.4 je příklad kvazistatického měření traktorového motoru. Otáčky motoru kolísají v rozmezí 1460 – 1786 ot.min-1, střední měřící otáčky jsou tedy 1618 ot.min-1. Těmto středním otáčkám odpovídá efektivní točivý moment 225 Nm a ztrátový točivý moment 116 Nm. Zároveň s měřením výkonových parametrů probíhá zaznamenávání spotřeby paliva. Při středních otáčkách a středním točivém momentu motoru dosáhla hodnota měrné spotřeby paliva 247 g.kWh-1. Měření bodu na obalové křivce lze poměrně snadno vyřešit kvazistatickým měřením. V případě, že se bod nachází mimo obalovou křivku točivého momentu, je nutno použít jedno z následujících řešení: - U zážehových spalovacích motorů postačí pod palivový pedál umístit kolík, který znemožní plnou dodávku paliva. Měřený bod leží pod obalovou křivkou tak hluboko, jak je vysoký kolík podkládající palivový pedál. Lze se pohybovat v rozmezí od plně zatíženého až po nezatížený motor. Vlastní měření se poté provádí stejně jako u obalové křivky a to s využitím kvazistatického způsobu měření. - U vznětových spalovacích motorů s rychlostním (omezovacím) regulátorem probíhá měření stejným způsobem jako u motorů zážehových. K nastavení jiného než maximálního zatížení slouží podložení palivového pedálu vhodně zvolenou velikostí kolíku. - U vznětových spalovacích motorů s výkonnostním regulátorem je to poněkud složitější. Měření je provedeno tak, že se vozidlo rozjede na volných válcích a nastaví

10

příslušné otáčky ručním plynem. Poté následuje pomocí provozní brzdy snížení otáček motoru zhruba o 100 ot.min-1. Na této hodnotě se nechá pár vteřin ustálit a poté se uvolní brzdový pedál a měří se zrychlení motoru při návratu na původně nastavené otáčky. Tento typ měření je použit u traktorových spalovacích motorů, které jsou ve většině případů vybaveny výkonnostním regulátorem. 1.1.2 Metody měření spotřeby paliva Počet vozidel a tím také spotřeba paliva v České republice neustále roste, což je znázorněno na obrázku číslo 0.2 a 0.3. Na každý litr spáleného motorového paliva musí být k dispozici zhruba 10 m3 vzduchu. Současně na zvyšující se spotřebu paliva má vliv také rostoucí stáří motorových vozidel (jejich zhoršený technický stav a zastaralá konstrukce), které je v současné době více jak 16,5 roku. Se zvyšujícím se stářím vozového parku České republiky souvisí také zastarávání jejich konstrukce, přičemž se odhaduje, že 10 % spotřeby paliva právě připadá na ztráty vlivem konstrukce a dalších 10 % na ztráty, které souvisí se zhoršeným technických stavem motorových vozidel. Právě měrná spotřeby paliva je považovány za komplexní diagnostický signál, který charakterizuje účinnost motoru. Bohužel v praxi se spotřeba paliva převážně udává v litrech na 100 km provozu v podobě tří čísel, která charakterizují spotřebu paliva v simulovaném městském cyklu, mimoměstském cyklu a ve smíšeném provozu, který je kombinací předchozích dvou (36,8 % městský cyklus 63,2 % mimoměstský cyklus). 1.1.2.1 Měření spotřeby paliva pomocí průtokoměrů [11, 42] Měření spotřeby paliva pomocí palivoměrů je poměrně jednoduché, ale má některé problémy, které souvisí především se správným umístěním do palivové soustavy měřeného spalovacího motoru a také s měřením a načítáním spotřeby paliva v průběhu dynamických režimů. Při připojení palivoměru nesmí být ovlivněny správné provozní parametry palivové soustavy a musí být respektováno zpětné vracení přebytečného paliva do nádrže. Za těchto dvou podmínek je zcela bezproblémové připojení palivoměru do starší soustavy vznětových motorů s neproplachovaným vstřikovacím čerpadlem a zážehových motorů s karburátorem. Problém s proplachováním soustavy je třeba řešit tak, aby byly zachovány všechny funkce proplachování a současně nebyla měřená spotřeba paliva proplachovacím množstvím zvětšena. U motorů se vstřikováním paliva je eliminace zpětného vracení paliva obtížná proto, že je nutné dodržet také vstřikovací tlak, který charakterizuje podmínky pro vstříknutí správného množství ve správný čas do příslušného válce spalovacího motoru. Poslední konstrukce motorů mají vstřikovací tlak proměnný v závislosti na otáčkách motoru. Akcelerační způsob měření spotřeby paliva klade na konstrukci měřiče spotřeby paliva podstatně vyšší nároky, než je tomu u klasického statické zatěžování. Především se jedná o přesnost, jemné rozlišení a co nejnižší setrvačnost mechanických a hydraulických systémů použitého palivoměru. Lze použít běžné komerční palivoměry. V takovém případě je ovšem nezbytně nutné eliminovat časové zpoždění odečítání spotřeby, způsobené zejména setrvačností mechanismů, pasivními odpory použitého typu palivoměru a použitým potrubím, resp. jeho pružností. Jedná se zejména o objemová pístová nebo rychlostní měřidla, kde je měřící prvek proudem kapaliny uváděn do rotačního pohybu. Rychlost je elektricky měřena a měřené údaje jsou cejchovány přímo v litrech za minutu nebo cm3 za sekundu. Přesnost těchto průtokoměrů

11

bývá 1 až 2 % s tím, že nároky na přesnost a kvalitu částí jsou vysoké. Přesného měření lze v praxi dosáhnout jednak volbou průtokoměru o měřícím rozsahu, který zabezpečuje, že měřený průtok zpravidla prochází nulovou hodnotou cejchovní křivky nebo se využije výpočetní techniky, která umožní korekci podle cejchovní křivky znázorněné například na obrázku Obr. 1.5 – Příklad cejchovní křivky objemového číslo 1.5. průtokoměru [42] V současnosti jsou ve stádiu zkoušek nové konstrukce palivoměrů, které jsou označovány jako aktivní palivoměry, ale bohužel nedosahují zatím potřebné přesnosti. Aktivní palivoměry reagují na podtlak v sací větvi palivové soustavy. Měřící jednotkou může být zubové čerpadlo poháněné přes magnetickou spojku malým elektromotorem, jehož otáčky jsou obvykle řízeny diferenciálním podtlakovým regulátorem a elektronickými obvody. Další variantou je aktivní palivoměr, jehož podstata spočívá v tom, že píst odměrného válce je přes pohybový mikrometrický šroub poháněn elektromotorkem, který je elektronicky řízen tak, aby jeho točivý moment, a tedy i systémový přetlak paliva v palivové soustavě byl ve všech otáčkových režimech motoru v souladu s předepsaným. 1.1.2.2 Měření spotřeby paliva z emisí [11, 17, 21, 22, 42, 75] Pro homologační měření je od 1. 1. 1997 v rámci Evropského společenství závazný nový způsob určování spotřeby paliva stechiometrickým výpočtem ze změřených spalin. Dnes se zpracovávají výsledky měření na počítači a není problém vypočítat z množství oxidu uhelnatého CO, oxidu uhličitého CO2 a uhlovodíků HC množství spotřebovaného paliva. Při schvalování nového typu vozidla se tedy změří pouze emise a z nich se vyhodnotí spotřeba paliva. Výhodou způsobu zjišťování spotřeby paliva ze spalin je to, že není třeba zasahovat do palivové soustavy automobilu, připojením externího měřícího zařízení. To je u moderních palivových soustav obtížné a pracné a v některých případech dokonce nemožné, vzhledem k ovlivnění systémového tlaku paliva a tím základních parametrů měřeného motoru. Nevýhodou jsou zejména podstatně vyšší investice na celý měřící systém. Metoda počítané spotřeby paliva ze spalin se vyvinula z měření emisí vozidlových motorů. Při „klasickém“ odběru vzorku z výfukového traktu spalovacího motoru je (zhruba řečeno) při dodržování stejných podmínek pro spalování koncentrace škodlivin přibližně stálá a se změnou režimu běhu motoru (klapka, otáčky) se mění výrazně průtok spalin. Pro výpočet spotřeby paliva z těchto tzv. neředěných plynů je nutno zajistit přesné a kontinuální měření nasávaného množství vzduchu např. pomocí bezztrátové dýzy. Naopak při velkém průtoku ředícího vzduchu, několikanásobku průtoku spalin, se při změně režimu běhu mění výrazně koncentrace škodlivin (podle okamžitého podílu spalin ve vzorku přiváděném k analyzátorům) a průtok zředěných spalin je takřka neproměnný. V tomto případě není nutné zajistit kontinuální měření hltnosti motoru, je však nutné zajistit konstantní ředění v daném měření.

12

Analýza zředěných spalin byla předběžně ověřována na prototypu válcové zkušebny pro kvazistatické měření, pro analýzu spalin byly použity běžné servisní analyzátory Atal AT 500 a pro kouřivost AT 600. Instalovaný ventilátor umožňoval ředění spalin s ohledem na měřený motor Z8001 až 16-ti násobné. Tento stupeň ředění však nebylo možné s ohledem na velký rozsah, malé rozlišení a chybu měření použitého analyzátoru spalin prakticky použít a byl proto nastaven stupeň ředění 4-násobný. Jako porovnávací etalon spotřeby paliva byl zvolen cejchovaný průtokoměr Mannesmann Kienzle KTZ 1043.900. Ani jeden z experimentů použitých metod však nedosahuje přesností, které jsou běžné pro servisní průtokoměry tj. cca 1,5 až 2 %. Metoda analýzy neředěných plynů provedená na klasické výkonové brzdě vybavené přístroji s nadstandardní přesností sice vykázala lepší výsledky tj. rozptyl -8 až 3 %, avšak její zpřesnění by bylo neúměrné vynaloženým nákladům na ještě přesnější analyzátor a přesnější měření objemové účinnosti měřeného motoru, což by bylo v rozporu se záměrem vyvinout relativně levné a tím dostupné technické řešení pro servisní praxi. Nadějněji se jeví počítání spotřeby paliva na základě metody konstantního ředění emisních plynů jak vyplývá nejen z teoretických předpokladů a odborné literatury. I když v tomto případě byly výsledky z titulu přesnosti, resp. odchylky od etalonu, v podstatě dvojnásobně horší tj. ± 10%, vyskytovaly se tyto extrémy zejména ve velmi nízkých koncentracích tj. na dolní hranici měřitelného rozsahu použitého analyzátoru. To je patrné na následujícím obrázku číslo 1.6. S tím úzce souvisí stupeň ředění měřených plynů, kde je z teoretických předpokladů a na základě praktických zkušeností doporučováno ředění v rozmezí 8 až 11ti-násobné. Pokud je stupeň ředění nižší, je obtížné udržet konstantní průtok ve všech režimech práce motoru, což ovlivňuje výsledky. Určitým problémem je také filtrace většího výskytu pevných částic při měření vznětových motorů, které mohou zanášet analyzátory obvykle konstruované pouze pro měření zážehových motorů a ovlivňovat tak výsledky měření.

Obr. 1.6 - Odchylka z ředěných emisí vypočtené spotřeby paliva v závislosti na hodnotách etalonového průtokoměru Kienzle. (stupeň ředění 4x, max. odchylka ± 10%) [22] Uvedené nedostatky lze odstranit použitím analyzátoru s vyšším rozlišením, menším nebo přepínatelným rozsahem a menší chybou než mají standardní analyzátory. 1.1.3 Měření emisních složek výfukových plynů [11, 21, 42, 75, 77] Ve skladbě zdrojů zatěžujících životní prostředí lze pozorovat významný přesun jejich podílů. Zatímco emise z titulu průmyslové výroby klesají, je tomu u silniční dopravy právě naopak jak je znázorněno na obrázku číslo 0.1.

13

Při spalování uhlovodíkového paliva se vzduchem vzniká dokonalou oxidací uhlíku obsaženého v palivu oxid uhličitý CO2 a voda H2O. Při nedokonalé oxidaci těchto prvků je ve spalinách přítomen oxid uhelnatý CO a vodík H2. Jelikož je jako okysličovadla použito u spalovacího motoru vzduchu je významnou složkou spalin dusík N2. Kyslík O2 se objevuje ve výfukových plynech pokud je ho v nasávané směsi přebytek, nebo z jiného důvodu způsobeného spalovacím procesem. Za vysokých spalovacích teplot vznikají oxidy dusíku NOx. Při nepříznivých podmínkách spalování způsobených špatným nastavením nebo závadou na motoru obsahují spaliny výfukových plynů nespálené uhlovodíky HC různého složení. Za nepřístupu vzduchu dochází uvnitř spalovacího prostoru k dekompozici molekul uhlovodíků, jejímž výsledkem je přítomnost pevného uhlíku – sazí ve spalinách. S výfukovými plyny odchází z motoru velmi malé množství dalších částic, kterými jsou produkty degradace mazacího oleje, prach, popel, částečky rzi atd. Síra obsažená v některých uhlovodíkových palivech vytváří během spalovacího procesu motoru oxidy síry, které se následně objevují ve spalinách. Význam kouřivosti je především u motorů vznětových, kde se projevuje mnohem výrazněji než u motorů zážehových. Ke kvantitativnímu popisu kouřivosti slouží zejména tyto metody [75]: - filtrační metoda, - opacimetrie, - hmotnostní měření koncentrace částic. K měření koncentrace plynných složek výfukových plynů produkovaných spalovacím motorem se využívá řada metod, z nichž jsou nejběžnější tyto [75]: - měření založené na principu absorpce infračerveného záření, - měření založené na principu absorpce ultrafialového záření, - měření s využitím chemické luminiscence, - měření založené na principu změny elektrické vodivosti vodíkového plamene, - analyzátory pracující na principu měření magnetických vlastností apod. Z hlediska přesnosti měření je pro emisní analyzátory důležitá především jejich pravidelná kalibrace, rychlost odezvy na skokové změny koncentrace a odpovídající rozsah měřených koncentrací. Největší přesnosti z hlediska měřícího rozsahu dosahují analyzátory nejčastěji ve 2/3 až 3/4 rozsahu stupnice. Dlouhodobá provozní praxe přinesla při měření jednotlivých koncentrací dostatečné informace pro odpovídající měřící rozsah. Tento měřící rozsah je vhodný při statickém nebo dynamickém měření, kdy nedochází k ředění plynů. V případě, že se běžné servisní analyzátory s tímto rozsahem použijí při měření ředěných spalin, budou se naměřené hodnoty nacházet na spodním méně citlivém okraji měřícího rozsahu, kde se zvyšuje chyba měření. S vhodným rozsahem stupnice souvisí také pravidelné cejchování analyzátoru, které kontroluje a nastavuje shodu skutečného hodnoty koncentrace s koncentrací měřenou. Obvykle se Obr. 1.7 – Příklad analyzátoru ATAL pro kontroluje nulová hodnota a hodnota ve 2/3 měření plynných složek výfukových spalin

14

až 3/4 měřícího rozsahu. Nulová hodnota se kontroluje dusíkem, ale z praktického důvodu se k tomuto účelu v servisních analyzátorech používá čistého suchého vzduchu. Z hlediska dynamických měření je důležitá rychlost odezvy na změnu složení analyzovaného vzduchu (tj. aby analyzovaný vzduch prošel co nejrychleji připojovacím potrubím, aparaturou až k měřícímu členu). Konstrukce analyzátorů s pracovní komorou není pro dynamické měření vůbec vhodná vzhledem k velkému zpoždění reakce na změnu. Přidělení odpovídající koncentrace pro konkrétní otáčky není možné.

1.2 Stávající metody hodnocení motorových vozidel Pro posouzení technického stavu motorového vozidla v laboratorních podmínkách je zapotřebí, co nejpřesněji simulovat skutečné provozní zatížení například v podobě: − městského a mimoměstského jízdního cyklu pro osobní vozidla, − 13-bodového testu pro nákladní vozidla, − testu brzdné soustavy vozidla na válcích, − tahové charakteristiky apod. Uvedené testy jsou zpracované v podobě norem a vyhlášek a jsou kontrolovány v homologačních stanicích, které jsou schopny dodržet přísná normovaná pravidla pro jejich vykonávání. Běžná servisní pracoviště nejsou schopná tyto podmínky a pravidla splňovat zejména s ohledem na požadované technické vybavení zkušebny a v některých případech na vysokou pracnost a časovou náročnost. Dynamický způsob měření se jeví jako servisně vhodnou alternativou těchto homologačních měření s výsledky, které dosahují porovnatelných hodnot. Popisuje parametry vozidla, které jsou v provozu velice důležité (průběh spotřeby paliva v městském a mimoměstském cyklu, průběh brzdné dráhy vozidla atd.). Prozatím není dynamický způsob měření motoru zcela univerzální. Na jeho univerzálnosti se neustále pracuje zejména s ohledem na přesnost měření motorů s přeplňováním a motorů elektronicky řízených. Autor v této kapitole upozorňuje na některé možnosti aplikace dynamických měření řešených v rámci výzkumných záměrů na nichž se podílel, a které jsou zaměřeny na: − městský a mimoměstský jízdní cyklus pro osobní vozidla, − 13-bodový cyklus pro nákladní vozidla a autobusy, − městský jízdní cyklus pro nákladní vozidla a autobusy, − dynamickou kontrolu brzdného účinku. 1.2.1 Aplikace dynamických měření na městský a mimoměstský cyklus osobních vozidel Aplikace dynamických měření na městský a mimoměstský jízdní cyklus osobních vozidel byla řešena v projektu COST 319.10 „Diagnostický systém pro zlepšení ekonomiky a ekologie provozu vozidlových motorů“, kde autor vystupoval jak spolupracovník. 1.2.1.1 Homologační měření městského a mimoměstského cyklu [21, 40, 60, 78] Stávající městský a mimoměstský cyklus podle normy ECE 83 R je určen pro osobní automobily a lehká užitková vozidla. Systém měření cyklu zůstává stejný podle uvedené normy, pouze je neustále doplňován a upřesňován se zaměřením na emisní složky výfukových plynů (EURO 1, EURO 2, EURO 3, EURO 4 – platné od roku 2005, EURO 5 – předpokládaná platnost od roku 2010). Na autobusy a těžká nákladní vozidla se

15

však neaplikuje a spíše se využívá 13-bodového testu podle Evropské normy EHK 49 nebo jeho evropská novelizace ve formě ESC (European Stationary Cycle) a ETC (European Transient Cycle). Princip měření Obr. 1.8 – Městský jízdní cyklus podle normy ECE 83 R [78] městského cyklu na osobních automobilech a lehkých užitkových vozidlech spočívá v umístění vozidla na válcové zkušebně, která dynamometry nastavuje průběh jeho zatížení. Toto zatížení působí na vozidlo v běžném městském a mimoměstském provozu. Během měření je snímána spotřeba paliva a emisní složky výfukových plynů. Rychlost vozidla a jeho zrychlení jsou přesně definované v závislosti na čase včetně okamžiků, kdy je třeba přeřadit na vyšší či nižší převodový stupeň, popřípadě zařadit neutrál. Příklad městského cyklu je uveden na obrázku číslo 1.8. Na obrázku číslo 1.9 je podobné schéma pro mimoměstský jízdní cyklus. Na obrázku číslo 1.9a) je klasický cyklus a na obrázku číslo 1.9b) mimoměstský cyklus pro vozidla, která nemají dostatečný výkon pro dosažení rychlosti 120 km.h-1. Maximální rychlost je v tomto případě omezena na 90 km.h-1. a) Klasický mimoměstský cyklus Vzhledem k tomu, že měření obvykle provádí pracovník, není možné přesně kopírovat křivku rychlosti v závislosti na čase a tak je vymezeno toleranční pole. Pracovník vidí tuto křivku na monitoru, na kterém je zobrazeno také toleranční pole a jeho momentální poloha. Měření tedy vyžaduje zkub) Mimoměstský cyklus pro vozidla s malým výkonem šeného pracovníka nebo Obr. 1.9 – Mimoměstský cyklus podle normy ECE 83 R [78] nákladnou elektroniku, která ho nahradí. Během měření jsou snímány výfukové plyny do vaků, aby bylo možno provést chemický rozbor a také zpravidla z emisí vypočítat spotřebu paliva.

16

Zkušenost pracovníka a jeho schopnost vést vozidlo v tolerančních polích se výrazně projevuje na opakovatelnosti zkoušky a také na její přesnosti. Uvedený nedostatek by nepůsobil v běžných servisních stanovištích proti homologačním žádný problém. Výrazný nedostatek homologační metody je v potřebě drahých a rozsáhlých měřících zařízeních, které jsou i řádově dražší než navrhované využití dynamické metody pro servisní diagnostiku vozidel. 1.2.1.2 Využití dynamických měření při tvorbě městského a mimoměstského cyklu V tomto bodě je popsáno měření městského jízdního cyklu aplikované na osobní vozidlo Škoda Favorit 136 LS pomocí moderních dynamických metod. Mimoměstský cyklus je jeho obdobou a jeho aplikace má stejné výhody i nevýhody jako popsaný městský cyklus. Ukázka simulovaného cyklu je prováděna pouze na spotřebě paliva a předpokládá se, že s měřením výfukových plynů také nebudou žádné problémy. 1.2.1.2.1 Vstupní veličiny procesu simulace městského cyklu na počítači Základní vstupní veličiny popisují především parametry měřeného vozidla, kterým je zmíněný vůz Škoda Favorit 136 LS: - obvod hnacích kol (Lh = 1,72 m) – obvod hnacích kol je průměrná hodnota obou hnacích kol, přičemž byla měřena vzdálenost 10 otoček předních kol na vozovce, - hmotnost kola (Gh = 13 kg) – hmotnost kola je také měřena jako průměr levého a pravého kola hnací nápravy, - pohotovostní hmotnost vozidla (Gw = 860 kg) – pohotovostní hmotnost vozidla je vytažena z tabulek pro daný typ automobilu a ověřena na vahách pro měření tlumičů, které tuto hodnotu potvrdily s malou odchylkou, která byla zapříčiněna rozdílností ve výbavě vozidla (montážní klíče, náhradní součástky apod.), - čelní profil vozidla (Av = 1,89 m2) – čelní plocha je také převzata z tabulek (možné měřit například projekční metodou), - součinitel odporu vzduchu (cx = 0,36) – součinitel odporu vzduchu je u tohoto typu vozidla převzat z tabulek, měřením není ověřen, ale je považován za správný, přestože se jeho hodnoty mohou měnit v závislosti na počtu a umístění aerodynamických spoilerů, - volnoběžné otáčky motoru (no = 800 ot.min-1) – volnoběžné otáčky jsou změřeny sběračem dat, vypočteny jako střední hodnota a mírně zaokrouhleny (skutečná naměřená střední hodnota otáček je 797 ot.min-1), - maximální otáčky motoru (nm = 5500 ot.min-1) – hodnota maximálních otáček motoru je odvozena z tabulkové hodnoty otáček při maximálním výkonu + 500, - moment setrvačnosti motoru (Im = 0,1418 kg.m2) – možnosti měření setrvačnosti motoru jsou popsány v předešlých kapitolách (této hodnoty je dosaženo měřením dostatečně velkého počtu vozidel), - hustota vzduchu (φL = 1,202 kg.m-3) – hustota vzduchu je převzata z tabulek pro nadmořskou výšku 200 metrů, - hustota paliva (φb = 735 kg.m-3) – tabulková hodnota hustoty paliva při teplotě 15 °C (725 – 740 kg.m-3 a korekce na 1 °C je 0,62 kg.m-3). Další hodnoty, které jsou pro výpočet nezbytné, jsou uvedeny v příslušné části měření a výpočtu. Patří sem například hodnoty točivého momentu motoru získané na základě

17

naměřeného a vypočteného úhlového zrychlení ε a známého momentu setrvačnosti motoru Im, hodnoty spotřeby paliva a s nimi související cejchovní křivka palivoměru apod. 1.2.1.2.2 Vytvoření celkové veličinové charakteristiky K měření je použito zařízení umožňující měření výkonových parametrů na principu volné akcelerace motoru, při které je motor plně zatížen urychlováním setrvačných hmot a překonáváním pasivních odporů. Měření lze realizovat rovněž v případě, kdy vozidlo je svými hnacími koly umístěno na dvou párech volně se otáčejících válců, respektive mohou být hnací kola též pouze nadzdvihnuta. Při zařazeném převodu a různých nastavených polohách palivového pedálu je motor rytmickým sešlapováním a uvolňováním brzdového pedálu střídavě brzděn a odbrzďován, přičemž při každém odbrzdění je měřena akcelerace a jí úměrný točivý moment motoru, včetně dodávky paliva. Postupně se tak získají různé body polí měřených veličin, přičemž na jednotlivých bodech je nutno měřící proces ustálit s ohledem na časovou konstantu přístroje měřícího danou veličinu. Zpravidla pro jeden bod stačí dvojí sešlápnutí a uvolnění brzdového pedálu při nezměněné dodávce paliva. V tabulce číslo 1.3 jsou uvedeny zvolené měřící body. Navržené měřící body jsou voleny pouze jako orientační. Tab. 1.3 - Popis měřených bodů V praxi je přesné nastavení těchto Otáčky motoru n hodnot zdlouhavé a proto pro 0,4.nm 0,65.nm 0,9.nm měření plně postačí pouze 0 0 0 Točivý efektivní orientační dosažení těchto hodnot. 9 moment motoru 0,5 . Mm 0,5 . Mm 0,5 . Mm bodů je minimum, které je potřeba Me Mm Mm Mm pro vytvoření celkové veličinové charakteristiky. Čím více naměřených bodů je k dispozici, tím je měření a pozdější simulace přesnější. Pro použití v běžných automobilových servisech a při tolerancích běžných měřících přístrojů postačí z hlediska přesnosti tento systém měření 9 bodů. 1.2.1.2.2.1 Měření otáček, točivého momentu a spotřeby paliva motoru Š – 136 Během střídavého uvolňování a sešlapování brzdového pedálu jsou otáčky motoru udržovány na střední předvolené hodnotě, která vychází z tabulky číslo 1.3. Zároveň jsou snímány impulsy otáčení volných válců na nichž je vozidlo při měření uloženo spolu se spotřebou paliva. Jedna otáčka motoru představuje jeden časový impuls. Otáčky měřeného motoru se vypočítají podle vztahu (1). n

60 ti − ti− 1 -1

(1)

n – otáčky motoru [min ] ti – následující časový impuls [s] ti-1 – předchozí časový impuls [s] Výsledky předchozího vztahu v grafické podobě jsou znázorněny na obrázku číslo 1.10, který vyjadřuje závislost otáček motoru na časovém impulsu po odstranění extrémních hodnot vyhlazením. Střední hodnota otáček je na předchozích obrázcích znázorněna červenou přerušovanou čarou, je vypočtena jako průměrná hodnota a dosahuje v tomto případě 2024 ot.min-1.

18

Obr. 1.10 – Příklad měřených vyhlazených otáček motoru Točivý moment motoru v jednotlivých bodech je také vypočítán z měřených impulsů na základě vztahů, které jsou shodné s výpočtem a měřením vnější otáčkové charakteristiky, která je představována pouze jednou akcelerací motoru s plnou dodávkou paliva. Efektivní točivý moment se vypočte podle následujícího vztahu (2). Im⋅ ε

Me

(2)

Me – točivý moment motoru [Nm] Im – moment setrvačnosti motoru [kg.m2] ε – úhlové zrychlení motoru [rad.s-2] 1 ε

4⋅π ⋅

tj+ 1

−

1 tj

tj + tj+ 1

(3)

tj – předchozí časový impuls [s] tj+1 – následující časový impuls [s] Na základě naměřených a vypočtených hodnot je na obrázku číslo 1.11 znázorněna závislost vnějšího točivého momentu na otáčkách motoru. Maximální naměřený točivý moment motoru Mm je 97 Nm při 3300 ot.min-1. Tabulkovou hodnotou je 100 Nm při 3000 ot.min-1. Níže uvedená tabulka číslo 1.4 shrnuje naměřené otáčky a točivý moment v jednotlivých bodech

Obr. 1.11 - Vnější charakteristika točivého momentu motoru Tab. 1.4 - Naměřené hodnoty otáček a točivého momentu

Efektivní točivý moment Me [Nm]

Otáčky motoru n [ot.min-1] 0,4.nm 0,65.nm 0,9.nm -1 -1 0 Nm – 2005 ot.min 0 Nm – 3426 ot.min 0 Nm – 4400 ot.min-1 29 Nm – 1976 ot.min-1

65 Nm – 3449 ot.min-1

55 Nm – 4383 ot.min-1

88 Nm – 2024 ot.min-1

91 Nm – 3426 ot.min-1

90 Nm – 4448 ot.min-1

19

V měřených bodech jsou kromě točivého momentu motoru a otáček měřeny vstupy do motoru (spotřeba paliva) a mohou být také měřeny vystupující emisní složky výfukových plynů, z nichž se dá následně vypočítat spotřeba paliva. Měření emisí a výpočet spotřeby paliva z emisí je poněkud komplikované z důvodu časové prodlevy měřících přístrojů při akceleraci a deceleraci motoru. V současné době se na řešení této problematiky podílí katedra vozidel a pozemní dopravy a katedra jakosti a spolehlivosti strojů České zemědělské univerzity v Praze. Spotřeba paliva je v uvedených bodech měřena Tab. 1.5 - Technické parametry průtokoměru pomocí průtokoměru Flowtronic Flowtronic 205 205, který je zapojen do Tech. parametr Hodnota palivové soustavy vozidla tak, schopnost 2 až 80 l/h aby nedošlo k chybě, která by registrace vznikla přepadem nadbytečného přesnost ± 1,5 % paliva zpět do nádrže. V případě vozidla Škoda Favorit 136 LS je impulsy 1 imp. = 0,6667 cm3 užito membránové benzínové napájecí napětí 6 V stabilizovaných čerpadlo a je zcela bez provozní teplota - 40 až 80 °C problémů, když se přepad do elektrický přípoj vodotěsný nádrže během měření zaslepí. Základní technické parametry provozní poloha libovolná použitého průtokoměru tlakový rozdíl 0,15 bar při 80 l/h (vstup-výstup) Flowtronic 205 jsou uvedeny v tabulce číslo 1.5. V měřených bodech dochází k opakovanému přibrzďování a odbrzďování motoru. Při dostatečném počtu opakování jsou relativně ustáleny všechny vstupy (spotřeba paliva) i výstupy z motoru. Aby bylo měření co nejpřesnější, je zohledněna ve výpočtech korekční křivka palivoměru, která je znázorněna na obrázku číslo 1.12. Nepoužití korekční křivky palivoměru může způsobit chybu měření v extrému až 25 % podle měřeného rozsahu průtoku paliva. Čárkovanou červenou čarou je uvedený koeficient korekce roven 1 a měřený údaj průtoku palivoměru v cm3.s-1 se v tomto bodě rovná údaji skutečnému. U tohoto palivoměru je to průtok 10,5 cm3.s-1. Současně se snímáním otáček motoru jsou snímány impulsy z palivoměru v závislosti na časové ose. Jeden impuls Obr. 1.12 - Korekční křívka palivoměru představuje objem 0,66667 cm3 paliva. Flowtronic 205 Rozdíl dvou po sobě jdoucích časových impulsů v sekundách udává čas, během něhož bylo uvedené množství paliva spotřebováno. Podle uvedeného vztahu (4) je vypočtena spotřeba paliva v cm3.s-1. Pal

0.66667 ti+ 1 − ti

(4) 3 -1

Pal – spotřeba paliva [cm .s ] tj – předchozí časový impuls [s] tj+1 – následující časový impuls [s]

20

Střední hodnota spotřeby paliva (například v bodě 88 Nm – 2024 ot.min-1) 0,505 cm3.s-1 je pomocí korekční křivky palivoměru upravena na hodnotu 0,588 cm3.s-1. V g.s-1 se spotřeba paliva získá podle uvedeného vztahu (5) a nabývá hodnoty 0,432 g.s-1. Pal´

Pal kor⋅ ρ b

(5) -1

Pal´ - spotřeba paliva [g.s ] ρb – hustota paliva [g.cm-3] Palkor – korigovaná spotřeba paliva [cm3.s-1] Pro další výpočet je výhodné znát spotřebu paliva v závislosti na otáčkách klikového hřídele v g.100ot-1. Pro získání tohoto údajů se použije vztah (6), který aplikovaný na předchozí uváděné hodnoty přináší spotřebu paliva 1,293 g.100ot-1. Pal 100

6000 ⋅ Pal´ n

(6) -1

Pal100 – spotřeba paliva [g.100ot ] Pal´ - spotřeba paliva [g.s-1] n – příslušné otáčky motoru [ot.min-1] 1.2.1.2.2.2 Vytvoření celkové veličinové charakteristiky Po naměření a vypočtení parametrů ke všem bodům je možné vytvořit celkovou veličinovou charakteristiku motoru. Naměřené body jsou uvedeny v tabulce číslo 1.6. Tab. 1.6 - Naměřené body Označení bodu

Otáčky motoru [ot.min-1]

Točivý moment motoru [Nm]

Spotřeba paliva [g.100ot-1]

1 2 3 4 5 6 7 8 9

2005 3426 4400 1976 3449 4383 2024 3426 4448

0 0 0 29 65 55 88 91 90

1,293 1,314 1,222 2,360 3,385 2,988 5,084 1,314 4,849

Z těchto naměřených bodů se vytvoří tři základní žebra celkové veličinové charakteristiky a jejich propojením se vytvoří celková plocha charakteristiky. Jednotlivá žebra se vytváří při otáčkách nízkých, Tab. 1.7 - Žebra a měřené body středních a vysokých. Hodnota otáček Označení Střední otáčky Příslušné je vždy stanovena jako střední pro žebra (min-1) naměřené body uvedené měřené body. Body a hodnoty středních otáček jsou 2002 1+4+7 A uvedeny v tabulce číslo 1.7. 3434 2+5+8 B 4410 3+6+9 C Aby bylo žebro kompletní je třeba vhodným způsobem proložit

21

výše uvedené tři body žebra. K proložení je využita kubická funkce CSPLINE programu Mathcad 2001 Professional, která doplní hodnoty spotřeby paliva i v ostatních bodech točivého momentu. Za použití stejné kubické funkce následuje propojení žeber v ose otáček motoru. Tím dojde k vytvoření celkové veličinové charakteristiky, kterou je však nutné ještě omezit průběhem vnějšího točivého momentu, který předepisuje pracovní oblast motoru. Výsledná charakteristika je zobrazena na obrázku číslo 1.13. Obr. 1.13 - Celková veličinová charakteristika 1.2.1.2.3 Aplikace dynamických měření na městský cyklus ECE 83 R V této části je simulován městský jízdní cyklus, který vychází z uvedené závislosti na obrázku číslo 1.8. Tato závislost popisuje zrychlení vozidla a řazení převodových stupňů. Před začátkem celé simulace je třeba zvolený jízdní cyklus naprogramovat formou tabulky, která je vhodná nejen ke grafickému zpracování, ale také ke zpracování početnímu. Příklad části takto naprogramovaného cyklu je v tabulce číslo 1.8 a na obrázku číslo 1.14.

Obr. 1.14 Naprogramovaný městský cyklus

22

Tab. 1.8 - Příklad naprogramovaného cyklu Čas [s]

Rychlost [km.h-1]

10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

0 0 1,875 5,625 9,375 13,125 15 15 15 15

Zrychlení Převodový [m.s-2] stupeň 0 0 1,042 1,042 1,042 1,042 0 0 0 0

0 0 1 1 1 1 1 1 1 1

Čas [s]

Rychlost [km.h-1]

20 21 22 23 24 25 26 27 28 29

15 15 15 15 13,75 11,25 8,333 5 1,667 0

Zrychlení Převodový [m.s-2] stupeň 0 0 0 0 -0,694 -0,694 -0,926 -0,926 -0,926 0

1 1 1 1 1 1 0 0 0 0

1.2.1.2.3.1 Potřebný točivý moment motoru Potřebný točivý moment motoru je získán na základě rozboru vnějších odporů vozidla (jízdních odporů) a odporů vnitřních (setrvačnost motoru). Celková suma jízdních odporů během simulovaného cyklu je vyjádřena vztahem (7), který je součtem odporu valivého, odporu vzduchu a odporu zrychlení, a je zobrazena na obrázku číslo 1.15. Záporná velikost odporu je pro další výpočet nahrazena odporem nulovým. fFc(C)

290 + 0.22 ⋅ C + ρ L⋅ cx⋅ Av ⋅

C

2

2 ⋅ 3.6

2

+ Gw⋅ A (C) ⋅ υ

(7)

fFc(C) – celkový jízdní odpor [N] cx – součinitel odporu vzduchu [-] Av – čelní plocha vozidla [m2] C – rychlost vozidla [km.h-1] Gw – pohotovostní hmotnost vozidla [kg] A(C) – zrychlení vozidla připadající příslušné rychlosti [m.s-2] υ – součinitel vlivu rotačních částí [-] ρL – hustota vzduchu [kg.m-3]

Obr. 1.15 - Celkový jízdní odpor vozidla v městském cyklu Po zjištění celkových jízdních odporů je tento jízdní odpor převeden na točivý moment a je k němu připojen ještě odpor částí motoru, které je třeba urychlovat a které také působí proti pohybu vozidla.

23

Převedení celkového odporu vozidla na točivý moment motoru na klikovém hřídeli se provede podle vztahu (8). Mv

Lh 2⋅π

⋅

Fc U

(8) Mv – točivý moment motoru na pokrytí jízdních odporů [Nm] Lh – obvod hnacího kola [m] Fc – celková síla jízdních odporů [N] U – celkový převodový poměr příslušného stupně [-] Točivý moment potřebný na překonání odporu motoru proti zrychlení se vypočítá podle vztahu (9) za užití známého momentu setrvačnosti motoru. Mm Im⋅

2⋅ π ⋅ A⋅ U Lh

(9) Mm – točivý moment potřebný na překonání odporu motoru proti zrychlení [Nm] A – zrychlení vozidla [m.s-2] Lh – obvod hnacího kola [m] U – celkový převodový poměr příslušného stupně [-] Im – moment setrvačnosti motoru [kg.m2] Součet točivého momentu potřebného na překonání jízdních odporů a točivého momentu na překonání odporu zrychlení motoru udává potřebný moment motoru na projetí městského cyklu. Průběh celkového momentu motoru M je uveden na obrázku číslo 1.16.

Obr. 1.16 - Potřebný točivý moment motoru na projetí městského cyklu 1.2.1.2.3.2 Spotřeba paliva v simulovaném městském cyklu Aby bylo možné co nejpřesněji stanovit spotřebu paliva a přiblížit se tak skutečnému městskému cyklu měřenému podle ECE 83 R na válcové zkušebně, je nutné ve výpočtu počítat s účinnosti převodů a s prokluzem hnacích kol na válcích. Účinnost převodů je stanovena na základě předchozích měření a koresponduje s teoretickou hodnotou počítanou podle druhu soukolí a jejich počtu. Pro výpočet je brána hodnota účinnosti 0,94, která je vztažena na celkové převody od motoru až na hnací kola. Součinitel prokluzu kol vozidla na hladkých válcích δp je stanoven v závislosti na hnací síle podle vztahu (10). δp

1 − 3 ⋅ 10

−6

⋅ Fc − 3 ⋅ 10

−9

2

⋅ Fc

(10)

δp - prokluz hnacích kol na hladkých válcích [-] Fc - celková síla jízdních odporů [N]

24

Na základě naměřené a vypočtené celkové charakteristiky motoru (spotřeba paliva), závislosti otáček motoru, potřebného točivého momentu a prokluzu hnacích kol na čase jízdního cyklu lze vypočítat spotřebu paliva v gramech za sekundu podle vztahu (11). pQ

1

⋅

n

6000 δ p

 n

⋅ Pal 

 δp

,

Mm  ηp



(11) -1

pQ – spotřeba paliva [g.s ] n – otáčky motoru [ot.min-1] δp - prokluz hnacích kol na hladkých válcích [-] Mm – točivý moment potřebný na překonání odporu motoru proti zrychlení [Nm] ηp – účinnost převodů [-] Pal(X,Y) – funkce pro získání příslušné hodnoty z plochy spotřeby paliva v závislosti na parametru X (otáčky motoru) a Y (točivý moment motoru) [g.100ot-1] Průběh spotřeby paliva pQ v závislosti na čase městského jízdního cyklu je znázorněn na obrázku číslo 1.17.

Obr. 1.17 - Průběh spotřeby paliva Suma těchto hodnot udává spotřebu paliva za celý jízdní cyklus. Vypočte se podle vztahu (12). Hodnota spotřeby paliva za celý cyklus je 66,93 g.cyklus-1. pQ

∑ i

 1  n Mm   n ⋅ ⋅ Pal  ,   6000 δ p  δp ηp 

−1

66.93 ⋅ g ⋅ cyklus

(12)

-1

pQ – spotřeba paliva [g.s ] n – otáčky motoru [ot.min-1] δp - prokluz hnacích kol na hladkých válcích [-] Mm – točivý moment potřebný na překonání odporu motoru proti zrychlení [Nm] ηp – účinnost převodů [-] Pal(X,Y) – funkce pro získání příslušné hodnoty z plochy spotřeby paliva v závislosti na parametru X (otáčky motoru) a Y (točivý moment motoru) [g.100ot-1] Během jízdního cyklu ujede vozidlo vzdálenost L1 rovnu 1018,3 m. V závislosti na tom lze vypočítat spotřebu paliva v gramech na 100 km (13). Pro uvedené vozidlo v městském cyklu je to 6572 g.100km-1. pQ100

100000 ⋅ pQ L1

−1

6572 ⋅ g ⋅ 100km

(13) -1

pQ100 – spotřeba paliva [g.100km ]

25

pQ – spotřeba paliva [g.s-1] L1 – ujetá vzdálenost během městského jízdního cyklu [m] Spotřeba paliva v městském jízdním cyklu v praxi nejrozšířenějších jednotkách a to v litrech na 100 km, je vypočtena podle vztahu (14) a dosahuje 8.94 l.100km-1. pQLitre

100 ⋅ pQ L1 ⋅ ρ b

−1

8.94 ⋅ l ⋅ 100km

(14) -1

pQLitre – spotřeba paliva [l.100km ] ρb – hustota paliva [g.cm-3] pQ – spotřeba paliva [g.s-1] L1 – ujetá vzdálenost během městského jízdního cyklu [m] 1.2.1.2.4 Aplikace dynamických měření na mimoměstský cyklus Aplikace dynamických měření na mimoměstký jízdní cyklus předpokládá pouze přeprogramování jízdního cyklu zobrazeného na obrázku číslo 1.18 včetně nového výpočtu závislostí otáček a točivého momentu motoru na čase jízdního cyklu. Vztahy (7 až 14) jsou shodné a tak lze v obrázku číslo 1.19 a 1.20 přímo zobrazit uvedené závislosti. Spotřeba paliva je potom v celém jízdním cyklu 318,7 g.cyklus-1. Během mimoměstského jízdního cyklu ujede vozidlo vzdálenost L2 rovnu 6954,6 m. Pro uvedené vozidlo Škoda Favorit 136 LS ,simulované v mimoměstském cyklu, je to spotřeba paliva 4582 g.100km-1 což představuje spotřebu paliva v obvyklých jednotkách 6,23 l.100km-1.

Obr. 1.18 - Naprogramovaný mimoměstský jízdní cyklus

26

Obr. 1.19 - Průběh otáček motoru během jízdního cyklu

Obr. 1.20 - Potřebný točivý moment motoru na projetí mimoměstského jízdního cyklu 1.2.1.2.5 Spotřeba paliva ve smíšeném cyklu Kromě spotřeby paliva v městském a mimoměstském cyklu se uvádí spotřeba paliva ve smíšeném provozu (euromix). Kombinovanou spotřebu paliva lze orientačně vypočítat na základě známých hodnot spotřeby paliva v městském a mimoměstském cyklu podle normy 1999/100/ES (15). kpQ Litre

4.05mpQLitre + 6.96 ⋅ mmpQLitre 11.01

7.22 ⋅ l ⋅ ( 100km )

−1

(15)

-1

kpQLitre – kombinovaná spotřeba paliva [l.100km ] mpQLitre – spotřeba paliva v městském cyklu [l.100km-1] mmpQLitre – spotřeba paliva v mimoměstském cyklu [l.100km-1] 1.2.1.2.6 Dílčí závěr Výsledná spotřeba paliva 8,94 l.100km-1 v městském cyklu, 6,23 l.100km-1 v mimoměstském cyklu a l.100km-1 ve smíšeném cyklu jsou pro měřené vozidlo Škoda Favorit 136 LS poněkud vyšší hodnoty. Jsou pravděpodobně zapříčiněné zejména nastavením vyšší bohatosti směsi 0,94, opotřebením funkčních ploch a vlivem nepřesnosti měření a

27

simulace. Díky zvýšené hodnotě bohatosti směsi jsou výkonové parametry poměrně blízko hodnot nového vozidla i přesto, že má již najeto bezmála 120000 km. Podle servisní knížky, která je u vozidla pravidelně vedena, je za posledních 7500 km průměrná spotřeba paliva 7,45 litrů na 100 km. Tento výsledek by ukazoval na chybu menší než 3 %. V simulaci je však počítáno pouze s pohotovostní hmotností vozidla, kdežto při výpočtu spotřeby z provedených jízd není patrné, jakým způsobem bylo vozidlo zatížené. Je odhadováno přibližně ½ zatížení, tedy hmotnost vozidla pohybující se v rozmezí 1050 až 1150 kg. V některých případech však byla celková povolená hmotnost vozidla překročena přibližně o 50 kg. Systém jízd také není zcela shodný s uvedeným poměrem pro výpočet spotřeby paliva ve smíšeném cyklu. Převážná část jízd je vykonávána na komunikacích, kde je maximální povolená rychlost 80 nebo 90 km.h-1. Pro jízdu Prahou bývají voleny komunikace s vyšší povolenou rychlostí a minimem světelných křižovatek. Osoba řidiče byla také během jízd opakovaně měněna. Její schopnost porozumět požadavkům motoru vozidla je rozdílná a výsledkem by vždy byla jiná průměrná spotřeba paliva. Problém se zvýšenou nepřesností je také způsoben tím, že měření a zaznamenávání skutečných dat bylo prováděno za nestejných provozních podmínek. Měření veličinové charakteristiky bylo provedeno již na vozidlovém motoru v zahřátém stavu, kdežto ve skutečném provozu se do spotřeby paliva promítá teplota motoru, zejména jeho ohřívání při startu a současná funkce automatického obohacovače paliva. Také teplota prostředí během 1,5 ročního sledování zaznamenávala značných výkyvů. Rozdíl průměrné spotřeby paliva v zimních a letních měsících činil až 8 %. Různý vliv podmínek představují i zmíněné schopnosti řidiče volit vhodné převodové stupně. V budoucnu se doporučuje doplnit simulaci městského a mimoměstského cyklu o teplotní závislosti a měření spotřeby paliva výpočtem z výfukových emisí. Na metodě měření spotřeby paliva z emisí při akceleračních režimech pracuje katedra vozidel a pozemní dopravy ve spolupráci s katedrou jakosti a spolehlivosti strojů v rámci grantových projektů. Měření spotřeby paliva pomocí průtokoměru přináší v současné době značné omezení, protože se jedná o zásah do palivové soustavy vozidla a ovlivnění provozních podmínek, které jsou zvláště u motorů s elektronickým řízením přesně definované. Přístupnost a možnost montáže průtokoměru do palivové soustavy v motorovém prostoru je také obtížná a tudíž z hlediska pracnosti nevhodná pro běžnou servisní praxi. Předpokládá se, že okamžité měření emisních složek by tento problém vyřešilo. Použití této metody měření by mohlo v běžných servisních stanovištích posloužit uživatelům motorových vozidel jako orientační porovnání stavu měřeného vozidla s vozidlem novým, popřípadě před a po provedené údržbě. V případě měření emisních složek také k vyčíslení škodlivosti vozidla pro životní prostředí. V neposlední řadě by měření poskytlo uživatelům informaci o spotřebě paliva nejen jako diagnostickém, ale také jako ekonomickém signálu. 1.2.2 Aplikace dynamických měření na 13-bodový test a městský jízdní cyklu pro autobusy Aplikace dynamických měření na 13-bodový test a městský jízdní cyklu pro autobusy byla řešena v rámci projektu COST 346.10 „Metoda měření na volných válcích pro testování emisí, spotřeby paliva a technického stavu motorů nákladních automobilů, traktorů a speciálních vozidel“, kde byl autor spoluředitelem.

28

1.2.2.1 Homologační měření 13-bodového testu [18, 21, 60, 78, 79, 80, 81] Norma EHK 49 představuje 13-bodový testovací cyklus motoru za ustáleného stavu. Je používána pro certifikaci velkých nákladních vozidel a autobusů na stanovení emisních standardů a jejich kontrolu. Pro evropské podmínky byla nahrazena testem ESC (European Stationary Cycle ) a ETC (European Transient Cycle). Tab. 1.9 – Měřící body 13-bodového testu podle EHK a US [79] Zatěžovací bod 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

Otáčky motoru

Zatížení [%]

volnoběh

10 25 50 75 100 100 75 50 25 10 -

otáčky motoru při maximálním točivém momentu volnoběh otáčky při jmenovitém výkonu volnoběh

Váhový koeficient EHK 49 US 0,25 0,20 0,08 0,08 0,08 0,08 0,08 0,08 0,08 0,08 0,25 0,08 0,25 0,20 0,10 0,08 0,02 0,08 0,02 0,08 0,02 0,08 0,02 0,08 0,25 0,20

Tab. 1.10 – 13-bodový cyklus ESC [80] Zatěžovací bod 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 A B C

Otáčky motoru

Zatížení [%]

Váhový koeficient

volnoběh A B B A A A B B C C C C

100 50 75 50 75 25 100 25 100 25 75 50

0,15 0,08 0,10 0,10 0,05 0,05 0,05 0,09 0,10 0,08 0,05 0,05 0,05

( ) nn + 0.50 ⋅ ( nv − nn) nn + 0.75 ⋅ ( nv − nn) nn + 0.25 ⋅ nv − nn

Doba trvání [min] 4 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2

nn – nízké otáčky motoru odpovídající 50 % otáček motoru při jmenovitém výkonu nv – vysoké otáčky motoru odpovídající 70 % otáček motoru při jmenovitém výkonu

13-bodový cyklus podle EHK 49 a ESC se provádí na výkonovém dynamometru, kde se postupně mění otáčky a zatížení přesně podle předepsaných 13 bodů. Měřené výfukové emise

29

v každém bodě jsou vyjádřené v g.kWh-1. Výsledek testu je váženým průměrem těchto 13 bodů. Stav a váhové koeficienty podle normy EHK 49 jsou uvedeny v tabulce číslo 1.9 a na obrázku číslo 1.21a). Kruhová oblast kolem bodů je úměrná váhovému koeficientu pro příslušný bod. Obdobně je řešen 13-bodový test podle ESC (European Stationary Cycle). Rozložení a váhu jednotlivých bodů udává následující tabulka číslo 1.10 a obrázek číslo 1.21b).

a)

b)

Obr. 1.21 – Grafické zobrazení zatížení a otáček motoru při měření 13-bodového testu: a) podle EHK 49 [79], b) podle ESC [80] Tento 13-bodový test má velkou nevýhodu v tom, že je měřen pouze samotný motor, který se umisťuje na brzdovou stolici. To zkresluje výsledky proti měření motoru umístěného ve vozidle. Ve vozidle má motor úplně jiné provozní podmínky. Proti měření na stolici je rozdílná např. sací a výfuková soustava motoru apod. Z toho důvodu byl ještě společně s cyklem ESC zaveden cyklus ETC. ETC je zkušební cyklus, založený na skutečných silničních měřeních v provozu, který se skládá z 1800 neustálených, každou sekundu se střídajících režimů zobrazených na obrázku číslo 1.22. Lépe vystihuje skutečné silniční podmínky a je složen ze 3 částí: městský cyklus – první část jízdního cyklu s maximální rych-1 lostí 50 km.h , mimoměstský cyklus – druhá část jízdního cyklu s výraznou počáteční akcelerací a průměrnou rychlostí 72 km.h-1, dálniční cyklus – třetí část cyklu s průměrObr. 1.22 – Jízdní cyklus ETC [81] nou rychlostí 88 km.h-1.

30

Dynamický způsob měření aplikovaný na 13-bodový cyklus EHK 49 a ESC by mohl přinést s dobrou přesností stejné výsledky, jako homologační 13-bodový test, aniž by bylo zapotřebí vyjímat motor z vozidla a umísťovat ho na drahé měřící zařízení, které si nemohou běžná servisní stanoviště dovolit a tak v reálném čase kontrolovat koncentrace a složení výfukových plynů, spotřebu paliva a výkonové parametry obdobně podle uvedených norem. 1.2.2.2 Dynamicky měřený 13-bodový test V této části je uvedeno využití dynamických měření pro simulaci 13-bodového cyklu. Vozidlo není třeba umisťovat na válcové dynamometry, dotěžovat, nebo se jinak zabývat prokluzem, popřípadě kompletní demontáží motoru z vozidla. Zkouška je méně pracná a rychleji vyhodnotitelná, což je vhodné zejména pro běžnou servisní praxi. 1.2.2.2.1 Vstupní celková charakteristika motoru a princip metody Mezi vstupy patří především naměřená celková charakteristika motoru zobrazená na obrázku číslo 1.23. Způsob vytvoření této veličinové charakteristiky je obdobný jako v předchozím případě u osobního vozidla. Nákladní vozidla a autobusy mají omezovací regulátor, který umožňuje podobný systém měření. Pouze u vozidel s výkonnostním regulátorem (zemědělské stroje, traktory) je nutné volit jiný způsob měření, který je vysvětlen později u vytvoření virtuální tahové charakteristiky traktoru v kapitole číslo 4. Po naměření určitého počtu bodů (většího nebo rovno 9) se vytvoří žebra, tato žebra se proloží a vytvoří se celková charakteristika příslušného motoru, nebo se k vytvoření spojité veličinové plochy využije funkcí v softwarovém prostředí MathCad 2001 Professional. V tomto případě je zobrazena plocha motoru Škoda Liaz Obr. 1.23 - Celková charakteristika motoru ML 635 - spotřeba ML 635. paliva v gramech za sekundu Základem je kvazistatický způsob zatěžování vozidlových spalovacích motorů, který vychází z moderních akceleračních metod měření a je charakterizován tím, že plná akcelerace motoru působí opakovaně, vždy pouze v poměrně úzkém pásmu otáček, přičemž se zatížení motoru relativně ustálí, lze jej měřit a lze současně měřit i relativně ustálené vstupy do motoru, tj. spotřebu paliva, a výstupy, tj. škodlivé emise a jiné. Princip metody: - Vozidlo je hnacími koly umístěno na dvou párech volně se otáčejících válců a bez použití dynamometru je motor při postupně různých nastavených polohách palivového pedálu brzděn a odbrzďován pomocí střídavého sešlapování a

31

uvolňování brzdového pedálu, přičemž při každém odbrzdění je měřena akcelerace a jí úměrný točivý moment motoru, včetně dodávky paliva a případně produkce škodlivých emisí. - Postupně se tak získají do určité míry náhodné body měřené veličiny a jejich matematickým zpracováním se vytvoří veličinové pole v rozsahu daném otáčkami a točivým momentem měřeného motoru. - Souřadnice otáček jsou stanoveny s přesností 0,1 až 0,3 % a souřadnice užitečného točivého momentu s přesností 0,5 až 1,5 % podle kvality snímačů. Měřit lze přitom libovolnou veličinu vstupující do motoru a nebo z motoru vystupující, přičemž přesnost měření je dána použitým měřícím přístrojem. Například při měření spotřeby paliva je podle použitého typu palivoměru dosahována přesnost 1 až 2 %. - Dále pak se při virtuálně simulovaných jízdních režimech, resp. virtuálně simulovaném zatěžování, vozidlo pohybuje po jednotlivých bodech pro daný stav motoru definovaného veličinového pole a výsledkem je integrované množství spotřeby paliva a nebo jednotlivých produkovaných emisních složek např. při 13-bodovém testu, nebo při jiných vhodně volených režimech práce motoru, případně na 100 km jízdy podle testu ECE 83 R. 1.2.2.2.2 Zatěžovací tabulky pro cyklus EHK a ESC Pro simulace je zapotřebí vhodně modelovat požadavky normy pro 13-bodový test formou tabulky. Pro uvedený motor Škoda Liaz ML 635 a 13-bodový test podle EHK je to tabulka číslo 1.11 a pro stejný motor a test podle ESC tabulka číslo 1.12. nj – jmenovité otáčky motoru, nj = 2100 ot.min-1 n0 - volnoběžné otáčky motoru, n0 = 650 ot.min-1 Mej = 757 Nm Mej – jmenovitý točivý moment. Tab. 1.11 - Měřící body 13-bodového testu podle EHK Otáčky motoru (min-1) 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

n0 0,5 . nj 0,5 . nj 0,5 . nj 0,5 . nj 0,5 . nj n0 nj nj nj nj nj n0

653 1050 1050 1050 1050 1050 653 2100 2100 2100 2100 2100 653

Točivý moment (N.m) 0 0 0,1 . Mej 75,7 . 0,25 . Mej 189,25 0,5 . Mej 378,5 0,75 . Mej 567,75 Mej 757 0 0 Mej 757 0,75 . Mej 567,75 0,5 . Mej 378,5 0,25 . Mej 189,25 0,1 . Mej 75,7 0 0

Váha bodu 0,08333 0,08 0,08 0,08 0,08 0,25 0,08333 0,01 0,02 0,02 0,02 0,02 0,08334

V tabulkách číslo 1.11 a 1.12 je v každém řádku uveden vztah a pak skutečná hodnota otáček a točivého momentu motoru. Součet veškerých významových vah u jednotlivých bodů je jedna.

32

Tab. 1.12 - Měřící body 13-bodového testu podle ESC 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

Otáčky motoru [min-1] volnoběh 653 A 1155 B 1260 B 1260 A 1155 A 1155 A 1155 B 1260 B 1260 C 1365 C 1365 C 1365 C 1365

Točivý moment [Nm] 0 0 Mej 757 0,5 . Mej 378,5 0,75 . Mej 567,75 0,5 . Mej 378,5 0,75 . Mej 567,75 0,25 . Mej 189,25 Mej 757 189,25 0,25 . Mej Mej 757 0,25 . Mej 189,25 567,75 0,75 . Mej 0,5 . Mej 378,5

Váha bodu 0,15 0,08 0,10 0,10 0,05 0,05 0,05 0,09 0,10 0,08 0,05 0,05 0,05

1.2.2.2.3 Spotřeba paliva podle cyklu EHK Vážený průměr spotřeby paliva v gramech za sekundu se vypočte na základě vztahu (16), který vyhledá v charakteristice na obrázku číslo 1.24 příslušný bod, odečte spotřebu paliva a vynásobí odpovídající hodnotou váhy. 13

Qpe 13

∑

Qp ( e13 r, 0 , e13 r, 1) ⋅ e13 r, 2

5.233 ⋅ g ⋅ s

−1

r = 1

(16) -1

Qpe13 – vážená spotřeba paliva [g.s ] e13r,0 – otáčky motoru [ot.min-1] e13r,1 – točivý moment motoru [N.m] e13r,2 – váha bodu [-] Qp(e13r,0, e13r,1) – spotřeba paliva v příslušném bodě [g.s-1]

Obr. 1.24 - Rozmístění měřících bodů v celkové charakteristice motoru podle EHK Aby bylo možné vypočítat měrnou spotřebu paliva, je zapotřebí vážený průměr efektivního výkonu motoru. Ten se vypočítá na základě vztahů (17) a (18).

33

Pe

π ⋅ n ⋅ Me

(17)

30000

Pe13 Pe( e13 r, 0 , e13 r, 1) ⋅ e13 r, 2

53.44 ⋅ kW

(18) -1

e13r,0 – otáčky motoru z matice e13 [ot.min ] e13r,1 – točivý moment motoru z matice e13 [N.m] e13r,2 – váha bodu z matice e13 [-] Me – efektivní točivý moment motoru [N.m] n – otáčky motoru [ot.min-1] Pe – efektivní výkon motoru [kW] Pe13 – vážený průměr efektivního výkonu motoru [kW] Průběh efektivního výkonu a točivého momentu v závislosti na otáčkách motoru měřeného vozidla Karosa je na obrázku číslo 1.25. Vnější momentová charakteristika slouží také jako vstupní hodnota motoru podle níž se stanovují volnoběžné a jmenovité otáčky motoru a jmenovitý točivý moment.

Obr. 1.25 - Efektivní točivý moment a výkon motoru Liaz ML 635 Měrná spotřeba paliva vypočtená podle 13-bodového testu EHK pro vozidlo Karosa je podle vztahu (19) 352,5 g.kWh-1. mpe13 3600 ⋅

Qpe 13 Pe13

352.5 ⋅ g ⋅ kWh

−1

(19)

Pe13 – vážený efektivní výkon motoru [kW] Qpe13 – vážená spotřeba paliva [g.s-1] mpe13 – měrná spotřeba paliva [g.kWh-1] 1.2.2.2.4 Spotřeba paliva podle cyklu ESC Postup řešení tohoto 13-bodového cyklu podle ESC je zcela obdobný s výjimkou přesného určení pracovních bodů podle tabulky číslo 1.12. Grafické znázornění měřených bodů v celkové charakteristice motoru je na obrázku číslo 1.26. S využitím stejných vztahů jako v předchozí kapitole (16 až 19) je získána vážená spotřeba paliva 6,139 g.s-1, při středním zatížení 64,98 kW. Měrná spotřeba paliva je potom 340,1 g.kWh-1.

34

Obr. 1.26 - Rozmístění měřících bodů v celkové charakteristice motoru podle ESC 1.2.2.3 Městský jízdní cyklus pro autobusy Norma ECE 83 R popisuje průběh měření osobních vozidel a lehkých užitkových automobilů v městském a mimoměstském cyklu. Jedná se o jízdní cyklus, který popisuje provoz vozidla ve městě, je zobrazen na obrázku číslo 1.8 a nebo mimo něj 1.9. Měření ve skutečném provozu je nevýhodné zejména proto, že je velice časově a prostorově náročné. Pro nákladní vozidla a autobusy je aplikován pouze 13-bodový cyklus. Důvodem, proč není aplikován městský a mimoměstský jízdní cyklus jsou zejména: − nemožnost dosáhnout předepsaných zrychlení, − široký rozsah pohotovostní a celkové hmotnosti, − požadované vysoké výkony dynamometrického brzdového stanoviště, − s tím souvisí jeho vysoká cena, − nutnost dotížit vozidlo na pohotovostní hmotnost (problematické zejména u autobusů) nebo změna rozchodu válců zkušebny s ohledem na omezení prokluzu hnacích kol. Autobusy a těžká silniční vozidla mají, na rozdíl od osobních automobilů, malý přebytek výkonu a i při mírném stoupání se zpravidla rozjíždějí při plném okamžitém výkonu. Motor zde tudíž pracuje na vnější otáčkové charakteristice a dosahované zrychlení je vzhledem ke konstrukční variabilitě těchto vozidel rovněž velice rozdílné. V provozu je nutno předpokládat časté rozjíždění a zastavování při různém sklonu vozovky a při plném a částečném zatížení vozidla. Rozjíždění přitom probíhá zpravidla na plný okamžitý výkon, pouze s omezením maxima zrychlení (například s ohledem na pohodlí cestujících). V navrženém A-cyklu zásadně není předepisováno řazení převodových stupňů a průběh rychlosti vozidla v závislosti na čase. Postupně jsou stanovovány cíle dosáhnout při rozjíždění vždy určitou rychlost v nejkratším čase. Dány jsou přitom dvě podmínky, a sice nepřekročit předvolený součinitel adheze hnacích kol a předvolené maximum zrychlení vozidla. Návrh je aplikován na motor ŠKODA LIAZ ML 635 u linkového autobusu KAROSA C 734, avšak s ohledem na velmi omezené finanční zdroje nebylo možno provést měření emisí. Jako příklad je tudíž model zkušebního úseku prezentován pouze na měření a vyhodnocení spotřeby paliva.

35

1.2.2.3.1 Vstupní veličiny procesu simulace městského cyklu na počítači Vstupní veličiny do procesu simulace jsou obdobné městského cyklu pro osobní vozidla: - valivý obvod hnacích kol, - hmotnost hnacích kol redukovaná na jejich obvod, - hmotnost ostatních kol redukovaná na jejich obvod, - součet hmotnosti převodů redukovaná na obvod kol, - pohotovostní hmotnost vozidla, - celková hmotnost vozidla, - čelní profil vozidla, - součinitel odporu vzduchu, - volnoběžné otáčky motoru, - jmenovité otáčky motoru, - maximální otáčky motoru, - moment setrvačnosti motoru, - celkový převodový poměr pro 1. stupeň, - celkový převodový poměr pro 2. stupeň, - celkový převodový poměr pro 3. stupeň, - celkový převodový poměr pro 4. stupeň, - celkový převodový poměr pro 5. stupeň, - hustota vzduchu, - hustota paliva. Z těchto vstupních veličin se obdobným způsobem charakteristika motoru znázorněná na obrázku číslo 1.23.

jako v předchozím případě Lh = 3,202 m m1 = 300 kg m2 = 150 kg mu = 50 kg mp = 9680 kg mc = 15440 kg Sp = 7,388 m2 cx = 0,61 n0 = 650 ot.min-1 nj = 2100 ot.min-1 nm = 2300 ot.min-1 Im = 2,62 kg.m2 U1 = 20,3307 U2 = 11,2554 U3 = 6,7431 U4 = 5,07 U5 = 4,0205 ρv = 1,202 kg.m-3 ρp = 835 kg.m-3 vytvoří celková veličinová

1.2.2.3.2 Zásady pro návrh A-cyklu A-cyklus je nově navržený městský cyklus pro nákladní vozidla a autobusy, který je vytvořen na základě následujícího postupu. Zachovány zůstávají tři základní úseky rychlosti vozidla 15, 32 a 50 km/h, s postupným řazením vždy od prvého převodového stupně a s přestávkami mezi jednotlivými úseky při zastaveném vozidle. Vozidlo je zatěžováno modelovou jízdou jednak po rovině a dále pak při stoupání 5% a klesání –5%. Tyto tři části jsou modelově projety za úplného bezvětří, a to při celkové a pohotovostní hmotnosti vozidla. Na rozdíl od městského cyklu ECE 83R není v navrženém A-cyklu jednoznačně předepsán průběh rychlosti v závislosti na čase při jednotlivých zařazených převodových stupních. Není tudíž jednoznačně předepsáno zrychlení rozjíždějícího se vozidla v závislosti na čase a ani pevná doba jednotlivých úseků a celého cyklu, ale pouze jejich dráha. Zrychlení vozidla je přitom variabilní, závislé především na poměru výkonu motoru k urychlované hmotnosti vozidla. Zrychlení vozidla je omezeno: - okamžitým maximálním točivým momentem motoru, - předvoleným součinitelem adheze pneumatik hnacích kol (µ = 0,3), - předvoleným maximálním zrychlením (Aa = 2,0 m.s-2) a zpomalením (Ab = -0,8 m.s-2) vozidla. Následující tabulka číslo 1.13 popisuje zvolené rozdělení a rozvržení jednotlivých jízdních cyklů. Z důvodu velmi častého rozjíždění v městských podmínkách a zvláště pak v Praze je zvolen výpočet jízdních cyklů na rovině a sklonu svahu 5 % z kopce a stejně tak do kopce. Variabilní zatížení vozidla je nahrazeno dvěmi stavy a to vozidlem plně naloženým a naopak vozidlem neobsazeným jedoucím pouze s pohotovostní hmotností.

36

Tab. 1.13 - Rozvržení A-cyklu do jednotlivých segmentů Sekce

Segment A11 A12 A13 A21 A22 A23 A31 A32 A33 A41 A42 A43 A51 A52 A53 A61 A62 A63

A1

A2

A3

A4

A5

A6

Legenda: α úhel sklonu vozovky [%] Cm rychlost vozidla [km.h-1]

Cm [km.h-1] 15 32 50 15 32 50 15 32 50 15 32 50 15 32 50 15 32 50

DS [m] 40 240 320 40 240 320 40 240 320 40 240 320 40 240 320 40 240 320

α [%]

mn [kg]

0

5

5760

-5

0

5

0

-5

DS dráha úseku [m] mn hmotnost nákladu [kg]

1.2.2.3.3 Příklad zpracování jízdního segmentu A43 Podle tabulky číslo 1.13 probíhá simulace části jízdního cyklu v segmentu A43 při těchto základních a dalších omezujících parametrech: - jízdní dráha, DS = 320 m - maximální rychlost, Cm = 50 km.h-1 - jízda po rovině, α=0% - zatížení vozidla, mn = 0 kg - dolní provozní otáčky motoru, n1 = 1,6 . n0 = 1040 ot.min-1 - horní provozní otáčky motoru, n2 = 0,9 . nj = 1890 ot.min-1 - doba řazení jednotlivých přev. stupňů, tr = 0,8 s - doba stání vozidla před začátkem cyklu. t0 = 20 s Vstupní a předvolené hodnoty jsou zpracovány s cílem získat v závislosti na jízdní rychlosti vozidla otáčky motoru, tomu odpovídající řazené převodové stupně a potřebný točivý moment. Na základě vstupních a předvolených hodnot lze stanovit závislost jízdní rychlosti na otáčkách motoru pro jednotlivé převodové stupně s předepsanými dolními a horními hranicemi otáček. Ke stanovení rychlostí v závislosti na otáčkách slouží vztah (20), který také stanoví maximální rychlost vozidla Cmax = 100,35 km.h-1. Vhodné grafické zpracování je na obrázku číslo 1.27. Cx

0.06 ⋅ Lh ⋅ n Ux

(20)

37

Cx – jízdní rychlost vozidla [km.h-1] Ux – zvolený převodový stupeň [-] n – otáčky motoru probíhající od dolní k horní předvolené hranici [ot.min-1] Lh – obvod hnacích kol [m]

Obr. 1.27 - Závislost otáček motoru na rychlosti vozidla Údaje o potřebném efektivním točivém momentu se získají rozborem celkového jízdního odporu (odpor vzduchu, odpor valení, odpor stoupání) a akceleračně změřené vnější otáčkové charakteristice motoru. Takto stanovené točivé momenty je třeba s ohledem na požadované zrychlení a velikost součinitele adheze ještě omezit, což je znázorněno na obrázku číslo 1.28. Toto omezení se v uvedeném případě týká pouze 1. převodového stupně. Zároveň do rychlosti 10 km.h-1 jsou spojkou udržovány předvolené rozjížděcí otáčky a tomu odpovídající točivý moment motoru.

Obr. 1.28 - Omezený efektivní točivý moment Průběh segmentu A43 lze rozdělit do tří základních fází. Třetí fáze (tj. zpomalování a zastavení vozidla) představuje předepsané snižování rychlosti, aby byla splněna jízdní dráha DS. První fáze představuje stání vozidla 20 sekund na místě se spuštěným spalovacím motorem. Ke konci této fáze je zařazen první rychlostní stupeň a přesně po 20 sekundách nastává rozjezd. Rozjezdem je zahájena druhá fáze. Během této fáze vozidlo maximálně zrychluje (u autobusu s omezením na pohodu cestujících) a řadí jednotlivé převodové stupně

38

tak, aby byly zachovány hranice předvolených otáček a současně bylo v co nejkratším čase dosaženo rychlosti Cm. Touto rychlostí se vozidlo pohybuje tak dlouho, dokud nenastane předepsaný a předem vypočítaný okamžik pro započetí zastavování vozidla, aby byl dodržen úsek jízdní dráhy DS. Část pracovních fází jednotlivých úseků je znázorněna na obrázku číslo 1.29.

a)

b)

c)

d)

e)

f)

Obr. 1.29 - Vybrané fáze segmentu A43 (C rychlost vozidla [km.h-1], T – čas cyklu [s]) a) stání vozidla; b) rozjezd vozidla; c) řazení převodových stupňů; d) dosažení rychlosti Cm na 3. stupeň; e) pokus o řazení 4. stupně; f) jízda rychlostí Cm na 4. stupeň

Obr. 1.30 - Rychlost vozidla C a kumulovaná spotřeba paliva Qs v závislosti na dráze DS

39

Pokusem o zařazení 4. stupně se rozumí snaha zařadit vyšší převodový stupeň, který by měl zaručit práci motoru při nižší spotřebě paliva. V případě kopce nebo v některých dalších případech však nemusí být motor schopen vůz na vyšší převodový stupeň zrychlovat a proto se simulovaný systém řazení vrátí zpět ke stupni nižšímu. Předchozí případ popisuje situaci, kdy se tato akce podařila. Výsledkem simulace je spotřeba paliva, která je stanovena v celkové veličinové charakteristice na základě vypočtených otáček a efektivního točivého momentu motoru. Kumulovaná spotřeba paliva spolu s jízdním segmentem A43 jsou zobrazeny na obrázku číslo 1.30. 1.2.2.3.4 Spotřeba paliva v celém jízdním cyklu Stejný postup je aplikován na všechny ostatní segmenty. Vypočtené hodnoty spotřeby paliva jsou zaznamenány v tabulkách číslo 1.14 a 1.15. V tabulce číslo 1.14 jsou setříděny segmenty podle pořadí a u každého segmentu je uvedena kumulovaná spotřeba paliva Qs [g] a spotřeba paliva Ql [l.100km-1]. Tab. 1.14 - Kumulovaná spotřeba paliva Qs [g] a spotřeba paliva Ql [l.100km-1] Qs [g] Segment Cm [km.h-1] DS [m] α [%] mn [kg] A11 15 40 55,0 A1 A12 32 240 0 144,0 A13 50 320 230,6 A21 15 40 75,1 A2 A22 32 240 5 5760 247,7 A23 50 320 323,1 A31 15 40 41,0 A3 A32 32 240 -5 83,1 A33 50 320 142,9 A41 15 40 45,5 A4 A42 32 240 0 109,9 A43 50 320 165,3 A51 15 40 57,1 A5 A52 32 240 5 0 199,3 A53 50 320 243,6 A61 15 40 33,3 A6 A62 32 240 -5 62,4 A63 50 320 108,3 Legenda: α (%) úhel sklonu vozovky DS (m) dráha úseku Cm (km.h-1) rychlost vozidla mn (kg) hmotnost nákladu Sekce

Ql [l.100km-1] 164,6 71,8 86,4 224,8 123,6 121,2 122,7 41,5 53,5 134,3 54,9 62,0 169,2 99,8 90,9 99,8 31,1 40,6

Během běžných autobusových zastávek dochází k výraznému ovlivňování čekajících cestujících produkty spalování a proto je počítána spotřeba paliva v její oblasti. Jedná se o dojezd vozidla do zastávky (40 m), stání (20 s) a odjezd ze zastávky (40 m). Během celého tohoto minicyklu je kumulována spotřeba paliva. Zajímavější by bylo sledovat emise výfukových plynů, které se za tuto dobu vyprodukují. Tato veličina se bohužel neměřila, protože se neustále vyvíjí a zpřesňuje dynamická měřící metoda. Jinak se předpokládá, že tento systém bude pracovat i z hlediska emisního zatížení okolního prostředí.

40

Tabulka číslo 1.15 uvádí hodnoty vypočtené a naměřené kumulativní a průměrné spotřeby paliva za simulovaných provozních podmínek autobusu Karosa. Tab. 1.15 - Kumulovaná spotřeba paliva Qs [g] a spotřeba paliva Ql [l.100km-1] za podmínek Podmínky Zatížení Celý cyklus A Bez zatížení Celkem Zatížení Rovina Bez zatížení Celkem Zatížení Klesání Bez zatížení Celkem Zatížení Stoupání Bez zatížení Celkem Rovina – zatížení Rovina – bez zatížení Stoupání – zatížení Zastávka Stoupání - bez zatížení Klesání – zatížení Klesání – bez zatížení

Qs [g] 1342 1024 2366 429 320 749 267 204 471 646 500 1146 97,3 84,1 105,3 93,5 92,6 70,8

Ql [l.100km-1] 89,4 68,2 78,8 85,8 64,0 74,9 53,3 40,8 47,0 129,1 99,8 114,4 145,7 126,0 157,7 140,0 138,6 106,0

Sestavení jednotlivých segmentů do celého jízdního cyklu je znázorněno v příloze číslo 1.1. Z přílohy je patrno, že plně naložené vozidlo v sekci A2 při jízdě do kopce a stejně tak prázdné vozidlo v sekci A5 při jízdě do kopce, nedosáhlo na daném intervalu předvolenou rychlost. Výkon motoru k tomu nepostačuje. Podmínka maximálního zrychlení je však dodržena. 1.2.2.3.5 Dílčí závěr 13-bodový test kontrolovaný podle homologačních předpisů EHK nebo ESC přináší informace pouze o samotném motoru, který je navíc obvykle vyjmut z vozidla a zatěžován na dynamometrické stolici. Jedná se o normovanou zkoušku a proto je tento druh 13-bodového testu simulován za užití kvazistatického měření, aby dosažené výsledky byly s homologační zkouškou porovnatelné. Výhoda kvazistatického měření je v tom, že motor je měřen za odpovídajících provozních podmínek, které jsou představovány jeho uložením a použitím sacího a výfukového systému vozidla, čímž se blíží skutečným provozním podmínkám. Během akcelerace byla měřena spotřeba paliva, ale předpokládá se, že v brzké době bude též možné měření emisních složek výfukových plynů a následné měření spotřeby paliva právě z emisních složek, čímž by se omezil zásah do palivové soustavy vozidla. Ve 13-bodovém testu podle EHK je motor vozidla Karosa zatížen středním momentem 386 Nm a výsledná měrná spotřeba paliva má hodnotu 352,5 g.kWh-1. U cyklu podle ESC je střední zatížení 416 Nm a měrná spotřeba paliva 340,1 g.kWh-1. Jednoduchost tohoto řešení pomocí kvazistatické metody přináší možnost dalšího využití.

41

Je navržený městský jízdní A-cyklus pro autobus Karosa, který vychází z městského jízdního cyklu pro osobní vozidla, ale s předepsanou podmínkou dodržení předvolené jízdní dráhy a využití maximálního zrychlení vozidla. Celý cyklus je rozdělen do 18 segmentů, které nakonec dávají dohromady 6 městských cyklů (jízdní cyklus do kopce, po rovině, z kopce a to celé jednou bez zatížení a ve druhém případě se zatížením). Tabulka číslo 1.14 a 1.15 shrnuje výsledky simulace nejen během městského cyklu, ale také v oblasti kolem autobusové zastávky, kde dochází k okamžitému útoku na lidské zdraví vlivem škodlivých emisí. Výhodou tohoto systému je zjednodušené časově nenáročné měření, které s příchodem měřící techniky emisních složek výfukových plynů a z nich počítané spotřeby paliva bude velmi praktické. Výsledkem bude množství spotřeby paliva a velikost zatížení životního prostředí podle aktuálního stavu spalovacího motoru. Současně se očekává, že by se dalo obdobného systému využít jako rádce řidiče, kterého by vedl k ekonomické, současně ekologické a bezpečné jízdě ve skutečných provozních podmínkách. K tomu je třeba rozvinout vhodné a přesné měřící metody okamžitých provozních parametrů. 1.2.3 Aplikace dynamické kontroly brzdové soustavy vozidla [38, 47, 50, 66, 76, 85] Aplikace dynamické kontroly brzdové soustavy vozidla je v současnosti řešena v projektu s cílem poskytovat uživatelům informace o brzdné dráze za standardních, ale také libovolných provozních podmínek. Na jejím zdokonalování a především zpřesňování neustále pracuje kolektiv řešitelů, jehož je autor členem. Spolehlivé a účinné brzdy s citlivým ovládáním jsou základem každého vozidla a výrazně ovlivňují bezpečnost osob v silničním provozu. Neúčinné brzdy jsou často viníkem dopravních nehod a smrtelných úrazů. Je proto nutné věnovat brzdám pravidelnou pozornost a kontroly provádět s mimořádnou péčí. Brzdová soustava se posuzuje jako dvoustavový prvek. Buď je její funkce v pořádku a dosahuje předepsaných brzdných účinků nebo má nějakou závadu a brzdného účinku není dosaženo. Souhrnným ukazatelem technického stavu brzd je brzdný účinek, který lze vyjádřit měřenou brzdnou drahou nebo zpomalením vozidla, které jsou uvedeny v tabulce číslo 1.16 a vychází se vztahů (21) a (22). Při diagnostice brzdové soustavy není posuzován jen brzdný účinek, ale také celá řada dalších parametrů jako například hodnota tlaku ve vzduchojemu po osmi za sebou jdoucích brzděních apod. 2 2 v0 v0 tn   s c  tp + + K1 ⋅ v0 + K2 2  2 ⋅a  tn  1  1 1 K1 ⋅  tp + K2 ⋅ 3.6  2 2 ⋅a 2  3.6

(21) (22)

sc - brzdná dráha [m] v0 - počáteční rychlost [km.h-1] tp - doba prodlevy brzd [s] tn - doba náběhu působení brzdného účinku [s] a - brzdné zpomalení [m.s-2] K1, K2 jsou konstanty, podle vyhlášky č. 341/2002 Sb. nabývají hodnot: K1 = 0,1 (pro vozidla s mechanickými nebo hydraulickými brzdami, není však stanoveno), K1 = 0,15 (pro vozidla s pneumatickými brzdami),

42

K2 = 150 K2 = 130 K2 = 115 K2 = 103,5

(odpovídající brzdné zpomalení a = 5,8 m.s-2), (odpovídající brzdné zpomalení a = 5,0 m.s-2), (odpovídající brzdné zpomalení a = 4,4 m.s-2), (odpovídající brzdné zpomalení a = 4,0 m.s-2).

Tab. 1.16 – Požadavky na brzdný účinek dle EHK–13, ES 71/320 a vyhlášky č. 341/2002 Sb. [76] Kategorie vozidel podle EHK – R 13 (druh, maximální hmotnost)

Nouzové brzdění

Provozní brzdění

Počáteční rychlost v0

Přeprava osob Autobusy Osobní automobily M1

m ≤5t M2

m≥5t M3

80 km/h

60 km/h

sc = 50,7 m 500 N 0,36 s 5,8 m.s-2

sc = 36,7

sc = 93,4 m

sc = 64,4 m

Přeprava nákladů Nákladní automobily m≤3,5t N1

3,5≤m≤12t N2

m≥12t N3

70 km/h

50 km/h

40 km/h

Max. brzdná dráha sc Max. nožní síla Fa Max. prodleva tp Zpomalení a

700 N 0,54 s 5 m.s-2

sc = 53,1 m sc = 29,2 m sc = 19,9 m 700 N 0,54 s 4,4 m.s-2

Max. dráha sc Max. ruční síla Fr

400 N

600 N

sc = 95,7 m sc = 51,0 m sc = 33,8 m 600 N

1.2.3.1 Metody měření brzdné dráhy Z uvedené tabulky číslo 1.16 vychází požadavky, kterým musí vozidla vyhovět při kontrolách ve stanicích technické kontroly. Lze z nich však také odvodit způsoby kontroly brzd pro jiné účely než stanice technické kontroly, např. při údržbě strojů, při kontrole po opravách brzd nebo jejich částí, při prototypových zkouškách a při přípravě na stanice technické kontroly. V principu lze vyjít z toho, že hodnota brzdné dráhy je dána vyhláškou č. 341/2002 Sb. a pro takto dané hodnoty lze z uvedené rovnice odvodit hodnoty dalších veličin, které je možno měřit. Tak lze dojít k následujícím užívaným způsobům diagnostiky brzd: - kontrola brzdného účinku měřením brzdné dráhy na vozovce, - kontrola brzdného účinku měřením brzdné dráhy na válcové zkušebně, - kontrola brzdného účinku měřením brzdné síly na obvodě kol na válcové zkušebně, - kontrola brzdného účinku měřením brzdné síly na obvodě kol na plošinové zkušebně, - kontrola brzdného účinku měřením brzdného zpomalení decelerometrem. 1.2.3.1.1 Měření brzdného zpomalení Při tomto způsobu měření se pomocí decelerometru měří přímo brzdné zpomalení. Naměřená hodnota se porovnává s požadovanou hodnotou brzdného zpomalení (vyhláška 341/2002 Sb.). Jde o měření souhrnné, které udává pouze výslednou (celkovou) hodnotu.

43

Nelze měřit nerovnoměrnost brzdění a posoudit přínos jednotlivých kolových brzd. Obtížně se tak zjišťuje případná závada prvku brzdové soustavy. Decelerometry jsou poměrně jednoduché přístroje, které pracují zcela automaticky. Z měření pořídí záznam buď na papíře nebo v paměti, který lze použít pro vytištění protokolu z měření a k dalšímu zpracování. 1.2.3.1.2 Kontrola brzdného účinku měřením brzdné dráhy na vozovce Výhodou tohoto způsobu je, že zahrnuje všechny vlivy a zkouška je velmi blízká skutečným provozním podmínkám. Je-li však cílem zkoušky zjistit technický stav, tj. schopnost brzdové soustavy brzdit s předepsanou účinností, jsou některé provozní vlivy rušivé a je nutno je eliminovat. Jsou to zejména: - sklon zkušební vozovky (podélný i příčný), - adhezní podmínky, - vítr, - ostatní provoz na vozovce (je-li zkouška prováděna na veřejné komunikaci). Jestliže se tyto rušivé vlivy eliminují, znamená to značné komplikace při vlastním uspořádání zkoušky a zkouška se jeví jako ne příliš výhodná. Proto se téměř nepoužívá pro účely kontroly technického stavu brzd. 1.2.3.1.3 Kontrola brzdného účinku měřením brzdné dráhy na válcové zkušebně Snahou je zachovat jednoduchou, snadno a přesně zjistitelnou a zákonem přímo předepisovanou veličinu a zároveň odstranit hlavní nevýhody přímého měření na vozovce. Uspořádání kontroly brzdného účinku měřením brzdné dráhy na válcové zkušebně je takové, že se vozidlo umístí na válcovou zkušebnu, rozjede nebo roztočí motory zkušebny, na počáteční rychlost v0 nebo rychlost jí blízkou a zabrzdí se při současném odpojení pohonu. Změří se počet otočení válců zkušebny a vypočítá se ujetá brzdná dráha. Aby takto získané výsledky byly srovnatelné s brzdnou dráhou měřenou na vozovce , musí být při brzdění zmařeno stejné množství energie. Protože se v tomto případě maří energie rotujících kol vozidla, která je stejná jako při zkoušce na vozovce a rotujících válců zkušebny, je zřejmé, že energie rotujících válců zkušebny se musí rovnat pohybové energii posouvajících se hmot vozidla při zkoušce na vozovce. Mechanické řešení uvedené podmínky je nepohodlné. Proto se tento způsob měření (v popsané podobě) téměř nepoužívá. Princip však umožňuje měřit za nedodržení výchozí podmínky rovnosti zmařených energií a výsledek početně korigovat na Obr. 1.31 – Válcová zkušebna [85] tuto podmínku. 1.2.3.1.4 Kontrola brzdného účinku měřením brzdné síly na obvodě kol na válcové zkušebně Základní vztah lze napsat ve tvaru (23): Fc



k ⋅ Ik 

 

Rk

a ⋅  m1 + m2 +

2



(23)

44

Fc - celková brzdná síla [N] a - výsledné brzdné zpomalení [m.s-2] m1 - hmotnost vozidla [kg] m2 - hmotnost nákladu [kg] Ik - moment setrvačnosti kola [kg.m2] k - počet rotujících kol [-] Rk - poloměr valení kola [m] Dosadí-li se do této rovnice hodnota brzdného zpomalení požadovaná vyhláškou č. 102/1995 Sb., dostane se minimálně nutná celková brzdná síla (součet všech brzdných sil na obvodě všech brzděných kol). Změří-li se potom skutečné brzdné síly na obvodě jednotlivých kol, nesmí být jejich součet menší než tato minimálně nutná celková brzdná síla. Navíc lze kontrolovat nerovnoměrnost brzdění levého a pravého kola stejné nápravy (nerovnoměrnost nesmí být větší než 30%). Při praktickém provádění této zkoušky ve stanicích technické kontroly se stanoví celková nutná minimální brzdná síla, která se rozdělí na jednotlivé nápravy v poměru jejich statického zatížení a při zkoušce se kontroluje, zda skutečná brzdná síla je větší než tato minimální přípustná brzdná síla. 1.2.3.1.5 Kontrola brzdného účinku měřením brzdné síly na obvodě kol na plošinové zkušebně Základní myšlenka tohoto způsobu i postup vyhodnocení naměřených hodnot jsou stejné jako u měření brzdných sil na válcové zkušebně, liší se pouze způsob měření. K měření se používá plošinová zkušebna, která má dvě nebo čtyři plošiny. Ty jsou posuvné a jsou vybaveny snímači síly, umístěnými v podélném i příčném směru. Zkoušené vozidlo najíždí na plošiny nízkou rychlostí (asi 5 - 10 km.h-1). Při najíždění na plošiny řidič brzdí tak, aby při přejezdu plošin působila plná brzdná síla, která je na každé plošině nezávisle měřena. Výhodou proti válcové zkušebně je jednodušší provedení, nevýhodou obtížnější kontrola doby prodlevy a náběhu působení brzdného účinku a doby odbrzdění. Z těchto důvodů je tento způsob méně rozšířený než válcové zkušebny. Plošiny bývají často součástí tzv. diagnostického stání, na kterém se provádí první, souhrnná diagnostika. Plošiny umožňují měřit i boční Obr. 1.32 – Plošinová zkušebsíly a z nich stanovit sbíhavost (rozbíhavost) kol. na brzdného účinku [85] 1.2.3.1.6 Shrnutí kontroly technického stavu brzd Téměř všechny uvedené způsoby kontroly brzd mají společnou nevýhodu, která spočívá v tom, že se jedná o způsob „statický“ – měří se při malých rychlostech. To neodpovídá reálné situaci a musí tomu být přizpůsobena kriteria pro vyhodnocení výsledků. Navíc jsou tyto způsoby kontroly většinou investičně a provozně nákladné. Trend, který se již zcela zřetelně projevuje v oblasti výzkumu a vývoje zkušebních metod a zařízení, směřuje k dynamickým způsobům kontroly. Přitom kontrolované zařízení pracuje buď přímo při normálním provozním nasazení, nebo ve stejném režimu. Jsou změřeny

45

vybrané vhodné ukazatele za relativně velmi krátký časový úsek práce zařízení. Při vyhodnocení jsou posuzovány odchylky okamžitých průběhů sejmutých charakteristik od normálních průběhů a z těchto odchylek jsou vyvozovány závěry o technickém stavu zkoušeného zařízení. Tento trend je podporován i vývojem samotných strojů a jejich systémů jako jsou u brzd například ABS systémy, které musí být rovněž brány v úvahu při kontrolách brzd. 1.2.3.2 Dynamicky měřený brzdný účinek Brzdová soustava motorového vozidla je aktivním prvekem bezpečnosti silničního provozu a právě proto jsou na ni kladeny vysoké nároky. Bezvadná funkčnost brzdového systému je pravidelně kontrolována každé dva roky při technických kontrolách. Při těchto kontrolách se kontroluje velikost brzdné síly. Informace o tom, jak se projeví tato síla na délce brzdné dráhy, bývá v tomto čísle uživatelům utajena. V případě, že se testuje nové vozidlo, kontroluje se velikost brzdné dráhy na vozovce nebo na válcích. Jedná se však o zkoušku převážně za standardních podmínek a pokud se kontroluje na vozovce, je tato zkouška časově i prostorově náročná. Následující navrhovaný dynamický systém kontroly brzdného účinku vychází z měření na válcích a pomocí vhodného programového vybavení umožňuje simulovat různé podmínky provozu. 1.2.3.2.1 Data zvoleného vozidla Před vlastním měřením je třeba zajistit dostatečné informace, které se týkají základních parametrů vozidla, eventuálně je využít z již vytvořených databází vozidel. Příklad měření a vypočtených hodnot je uveden na vozidle Škoda Favorit 136 LS. Potřebné parametry tohoto vozu jsou: - hmotnost jednoho kola, Gh = 10,56 kg - statické zatížení pření nápravy, Gp = 620 kg - statické zatížení zadní nápravy, Gz = 780 kg - dovolené zatížení vozidla, Gd = 370 kg - rozvor náprav vozidla, Ln = 2450 mm - výška těžiště vozidla, Lt = 720 mm - maximální konstrukční rychlost, Cm = 150 km.h-1 - obvod hnacích kol vozidla, Lh = 1,72 m - moment setrvačnosti motoru, Im = 0,142 kg.m2 - jmenovité otáčky motoru, nj = 5000 ot.min-1 - volnoběžné otáčky motoru, n0 = 800 ot.min-1 - čelní profil vozidla, Sp = 2,5 m2 - součinitel odporu vzduchu, cx = 0,32 - prodleva a náběh brzd, t1 = 0,25 s - maximální síla na brzdový pedál, Fp = 500 N - celkový převodový stupeň: - 1. stupeň, U1 = 12,885 - 2. stupeň, U2 = 7,451 - 3. stupeň, U3 = 4,935 - 4. stupeň, U4 = 3,611 - 5. stupeň. U5 = 2,793

46

Do dovoleného zatížení vozidla není započítána hmotnost řidiče, protože je součástí pohotovostní hmotnosti celého vozidla včetně všech jeho povinných náplní. Doba prodlevy a náběhu brzd je stanovena jako předvolená standardní hodnota 0,25 s. Předpokládá se, že závada na vozidle tohoto druhu nebude příliš významná zejména proto, že se v silničních automobilech užívají jednoduché a spolehlivé vymezovače vůle. 1.2.3.2.2 Princip dynamického měření brzdného účinku Uvedený dynamický způsob měření spočívá ve snímání impulsů otáčejících se válců na časovou základnu. Podle nich se vypočítává brzdná síla a další parametry hodnotící stav brzdové soustavy. Způsob měření a získání příslušných časových impulsů probíhá podle následujícího postupu. Základem měření je přesné umístění a zajištění vozidla na válcích. Vzhledem k tomu, že rychlost válců je 7 – 10x větší než na standardních válcích při státní technické kontrole, je nutné dbát zvýšené opatrnosti při manipulaci s válci a vozidlovými brzdami. Nejprve je nutno rozběhnout válce na obvodovou rychlost odpovídají rychlosti vozidla 62 – 67 km.h-1. Nepoháněná náprava je rozbíhána přímo elektromotory na válcích. Hnací náprava vozidla se nejprve uvede do rychlosti kolem 65 km.h-1 spalovacím motorem vozidla a poté dojde k připojení elektromotorů. Tato varianta rozběhu válců u hnací nápravy vozidla je volena vzhledem k nižšímu výkonu elektromotorů měřícího zařízení a tím k jejich menšímu namáhání, aby nemohlo dojít ke zkratu v jejich vinutí. Válce se nechají na své maximální obvodové rychlosti ustálit a teprve poté dojde k zapnutí programovatelného sběrače dat. 3 až 5 sekund se nechají válce pokračovat ustálenou obvodovou rychlostí a pak následuje přibrzdění vozidla na rychlost kolem 20 km.h-1 pomocí provozní, nouzové nebo ruční brzdy, jejíž funkce je kontrolována. Po dosažení této rychlosti následuje uvolnění brzdového pedálu a čas pro opětovné dosažení ustálené rychlosti válců. Toto dosažení původní obvodové rychlosti válců nelze v žádném případě vynechat, jelikož by nebylo možno přesně stanovit brzdnou sílu na obvodu kola, která je závislá jednak na části zpomalování, ale také významnou měrou na části, ve které jsou válce urychlovány. Po dosažení ustálené rychlosti opět následuje 3 – 5 sekund měření s ustáleným chodem válců. Teprve potom je možné zastavit měřící zařízení a elektromotory pohánějící válce, čímž dojde k samovolnému zastavení vozidla vlivem valivých a mechanických odporů. Poté jsou data ze sběrače dat označena a převedena do počítače pomocí podpůrného programu MKLINK, který vytvoří vhodný formát souboru k dalšímu zpracování. Pracovně se označují data Obr. 1.33 - Příklad naměřených dat pro naměřená na přední nápravě jako A, na hodnocení brzd zadní nápravě B a pro ruční brzdu C. Ukázka zaznamenaných dat je na obrázku číslo 1.33. V levém sloupci je čas od spuštění měřícího zařízení (např. 21071176 = 21,071176 s) a ve sloupci pravém rozdíl dvou po sobě jdoucích časových impulsů. Tento rozdíl se dále využívá k výpočtu zrychlení a zpomalení válců a tím i celého vozidla.

47

1.2.3.2.3 Stanovení brzdné síly Brzdná sílu se počítá podle vztahu (24) jako součin hmotnosti a zrychlení. Fb

Ghr ⋅ a

(24)

Fb – brzdná síla [N] Ghr – redukovaná hmotnost kol a válců na obvod kola [kg] a - zrychlení válců [m.s-2] Na vozovce brzděná hmotnost vozidla a setrvačných sil motoru je zde nahrazena hmotností měřeného kola a hmotností dvojice válců, na kterých je vozidlo umístěno, redukovaná na obvod kola a označená jako Ghr. Zrychlení a zpomalení válců a se počítá z naměřených impulsů na časové základně, ze kterých se počítá také rychlost vozidla C, kde dráhou v tomto případě je odvalovaný obvod válců Lr a časem jsou časové rozdíly dvou po sobě jdoucích průchodů optickým snímačem. Ci

3.6 ⋅

Lr Ti + 1 − Ti

(25) -1

Ci – rychlost v i-tém okamžiku [km.h ] Lr – odvalovaný obvod válců [m] Ti+1 – čas při i+1 okamžiku [s] Ti – čas při i-tém okamžiku [s] Je-li známa rychlost C lze na jejím základě stanovit obvodové zrychlení a zpomalení válců a. Časem jsou opět časové rozdíly dvou po sobě jdoucích průchodů optickým snímačem a rychlostí jsou těmto intervalům odpovídající vypočtené hodnoty rychlosti vozidla Ci. ai

1

⋅

Ci+ 1 − Ci

3.6 Ti+ 1 − Ti

(26) -2

ai – zrychlení v i-tém okamžiku [m.s ] Ci – rychlost v i-tém okamžiku [km.h-1] Ci+1 – rychlost v i+1 okamžiku [km.h-1] Ti+1 – čas při i+1 okamžiku [s] Ti – čas při i-tém okamžiku [s] Z popsaného systému vyplývá, že výsledkem je část, kdy kola vozidla zpomalují a část, kdy kola zrychlují. Z hlediska dalšího řešení je třeba obě části od sebe oddělit, což je znázorněno na obrázku číslo 1.34.

Obr. 1.34 - Průběh rychlosti C a zrychlení a při měření levého předního kola

48

Během zpomalování (zelená křivka) jsou v činnosti brzdy vozidla, které musí překonávat všechny setrvačné odpory a sílu elektromotorů, která je stanovena na základě části zrychlující (černá křivka). Výsledné síly jsou na základě těchto vztahů (27) vypočítány. F1

Ghr ⋅ a 1

F2

Ghr ⋅ a 2

(27) F1 – síla během zpomalování [N] F2 – síla během zrychlování (elektromotory) [N] Ghr – redukovaná hmotnost kol a válců na obvod kola [kg] a1 – zpomalení válců [m.s-2] a2 – zrychlení válců [m.s-2] Výsledná brzdná síla na obrázku číslo 1.35 je poté součtem absolutní hodnoty síly vypočtené při zpomalení F1 s hnací silou elektromotorů F2 (28). F

F2 + −F1

(28)

F – celková brzdná síla [N] F1 – síla během zpomalování [N] F2 – síla během zrychlování (elektromotory) [N]

Obr. 1.35 - Brzdná síla vozidla na obvodu levého předního kola Brzdná síla při zpomalování je vyznačena zelenou křivkou, při zrychlování černou křivkou a výsledná brzdná síla červenou křivkou, jako součet předchozích dvou sil. Následující obrázky číslo 1.36 a 1.37 zobrazují vypočtené hodnoty rychlosti, zpomalení a brzdné síly u měřeného vozidla Škoda Favorit 136 LS. Z obrázků číslo 1.36 a 1.37 nebo v příloze číslo 1.2 je patrná značná nesouměrnost brzdných sil kol na levé a pravé straně. Na přední nápravě vyvozuje větší sílu pravé kolo a na zadní nápravě naopak kolo levé. Souměrnost kol přední nápravy zV je 32,4 % a vozidlo je tedy stáčeno doprava (znaménko + doprava, znaménko – doleva). Naproti tomu souměrnost kol zadní nápravy zH je –33 % a vozidlo se stáčí doleva. Vzhledem k tomu, že chyba je diagonálně rozložena v pohledu na celé vozidlo, je souměrnost brzdného účinku zF jen 19 % a vozidlo je stáčeno doprava. Pravděpodobně se jedná o závadu jednoho ze dvou okruhů kapalinové brzdy. Důvodem může být závada na hlavním brzdovém válci nebo ve vedení kapaliny k samostatným brzdovým válečkům.

49

Obr. 1.36 - Rychlost, zrychlení a brzdná síla kol přední nápravy (< levé, pravé >)

Obr. 1.37 - Rychlost, zrychlení a brzdná síla kol zadní nápravy (< levé, pravé >) V protokolu o provedené zkoušce brzd, zobrazeném v příloze číslo 1.2, se nachází ve spodní části brzdná dráha vozidla za standardních podmínek. Je taktéž zobrazena na obrázku

50

číslo 1.38. Její délka je 57,8 m. Vyhláškou je dána maximální brzdná dráha 50,7 m. Měřené vozidlo nesplnilo předepsanou brzdnou dráhu a je nutné jej až do opravy vyřadit ze silničního provozu.

Obr. 1.38 - Brzdná dráha měřeného vozidla Škoda Favorit 136 LS Výsledkem tohoto modelování není jen brzdná dráha za standardních podmínek, ale v další části jsou popsány možnosti simulace, tj. zapracovat do řešení otázku opotřebení pneumatik, vliv větru, množství vody na vozovce a kombinace těchto podmínek. Brzdná dráha v dalších bodech je řešena tak, že jsou všechny parametry popisující provozní podmínky konstantní a mění se postupně pouze uvedený parametr. Standardní podmínky pro výpočet brzdné dráhy jsou: - výchozí rychlost vozidla – 80 km.h-1, - konečná rychlost vozidla – 0 km.h-1, - hmotnost nákladu – 370 kg, - hloubka dezénu – 5 mm, - stav vozovky – suchá = 0, - sklon vozovky – 0 %, - vozidlo brzděno – 1 (1 – ano, 0 – ne), - převodový stupeň – 3., - bezvětří – 0 km.h-1, - reakce řidiče – 0,5 s. 1.2.3.2.4 Modelování brzdné dráhy za nestandardních podmínek 1.2.3.2.4.1 Vliv pneumatiky a její adheze na brzdnou dráhu Kvalita pneumatik a jejich stav velmi výrazně ovlivňuje jízdní vlastnosti silničních vozidel, od rozjezdu počínaje přes stabilitu v zatáčkách až po délku brzdné dráhy. Z toho důvodu také o stavu pneumatik hovoří vyhláška, která se však zabývá pouze tím, že na vozidle musí být typ pneumatik předepsaných výrobcem, na jedné nápravě stejný a nakonec jako mezně opotřebené pneumatiky pokládá takové, které mají hloubku dezénu pod 1,6 mm. Z obchodního a reklamního hlediska každý výrobce o svých pneumatikách tvrdí, že jsou nejlepší, ale praktickou možnost si rozdíl a jejich výjimečnost vyzkoušet uživatelé nemají. Dynamický způsob kontroly brzdné dráhy má ve své simulaci zapracován vliv pneumatik na délku brzdné dráhy. Vychází se z modelových dat, ale pokud by výrobci pneumatik poskytli svá data a nebo bylo možné data měřit, byl by výsledek ještě přesnější a výrobci by mohli dokázat, že jejich pneumatiky jsou skutečně ty nejlepší. Uživateli by tato simulace poskytla informaci o délce brzdné dráhy při libovolně zvolených hodnotách hloubky dezénu. Pneumatiky určené pro stejný druh provozu od různých výrobců nemusí a zpravidla nemívají stejné jízdní vlastnosti při konkrétních podmínkách. Nemusela by být stanovena hloubka vzorku tak pevně. Stejného účinku mohou dosáhnout pneumatiky jednoho výrobce o hloubce 1,6 mm a od jiného výrobce s hloubkou dezénu 1 mm.

51

Vše ale vychází z přesného a podrobného popisu jak se daná pneumatika chová za aktuálních podmínek. Zejména jaká je její adheze v závislosti na hloubce jejího vzorku a podmínkách provozu (suchá vozovka, množství vody na vozovce, zledovatělá vozovka). S valením pneumatiky po vozovce úzce souvisí valivý odpor, který je nulový pouze u stojícího vozidla. Odpor valení souvisí s rychlostí jízdy, stavem pneumatiky, zejména jejím huštěním. Pro další výpočet se předpokládá optimální huštění pneumatik, ale očekává se, že kdyby bylo dostatek informací, bylo by možné závislost odporu valení upravit tak, aby respektoval i tlak nahuštění pneumatiky. Během brzdění je odpor valení silou kladnou, protože pomáhá vozidlo zastavit. Tabulka číslo 1.17 uvádí příklad dat pro simulování chování pneumatiky za proměnných podmínek, které panují na pozemní komunikaci. Tab. 1.17 - Adheze pneumatiky za různých podmínek provozu Hloubka dezénu Stav povrchu Suchá vozovka Vrstva vody 0,2 mm Vrstva vody 1 mm Vrstva vody 2 mm Náledí

0 mm

1 mm

3 mm

5 mm

7 mm

9 mm

0,83 0,65 0,42 0,27 0,06

0,80 0,61 0,30 0,15 0,02

0,75 0,55 0,20 0,02 0,01

0,90 0,50 0,40 0,22 0,06

0,85 0,35 0,27 0,15 0,02

0,80 0,15 0,07 0,03 0,02

Nová pneumatika – 9 mm Opotřebená pneumatika – 1 mm Obr. 1.39 - Součinitel adheze v závislosti na pojezdové rychlosti a stavu vozovky Grafická podoba tabulkových hodnot, které jsou vhodným způsobem upraveny a převedeny do závislosti na rychlosti vozidla, je zobrazena na obrázku číslo 1.39. Jsou

52

zobrazeny pouze dva stavy a to pneumatika nová a pneumatika opotřebená na 1 mm. Další a to i nepopsané stavy pneumatiky jsou získány početním proložením. Pro měřené vozidlo Škoda Favorit 136 LS obsahuje tabulka číslo 1.18 brzdnou dráhu pro různá nastavení stavu vozovky a hloubky dezénu. Ostatní nastavené hodnoty a grafické zpracování je vidět v příloze číslo 1.3, kde černá křivka znázorňuje optimálně řízenou brzdnou sílu, aby nedošlo k prokluzu kol (smyku) vozidla, červená křivka symbolizuje brzdnou dráhu za standardních podmínek, silná modrá křivka představuje brzdnou dráhu za nastavených podmínek a tenká modrá křivka znázorňuje dráhu do zastavení vozidla, která zahrnuje brzdnou dráhu prodlouženou o reakci řidiče. Tab. 1.18 - Brzdná dráha (v metrech) v závislosti na hloubce dezénu a stavu vozovky

Dezén Vozovka Suchá 0,4 mm vody 0,8 mm vody 1,2 mm vody 1,6 mm vody 2 mm vody Náledí

0 mm

0,5 mm

1 mm

1,6 mm

2 mm

3 mm

5 mm

58,7 58,7 73,1 88,8 94,3 95,6 276,7

58,7 58,7 72,1 87,5 93,4 95,2 275,7

58,7 58,7 71,2 86,2 92,4 94,8 274,7

58,7 58,7 70,2 84,7 91,3 94,4 273,4

58,7 58,7 69,5 83,8 90,6 94,1 272,6

58,7 58,7 67,9 81,5 88,9 93,4 270,6

58,7 58,7 65,0 77,3 85,6 92,0 266,7

Uvedené hodnoty v tabulce jsou simulovány na vozidle, v jehož brzdové soustavě se objevila výše zmíněná závada. Proto za standardních podmínek není dosaženo maximální dovolené brzdné dráhy pro osobní vozidlo 50,7 m. Přesto si lze povšimnout, že nová pneumatika (5 mm dezénu) zkrátila brzdnou dráhu na vozovce s větším množstvím vody (1,2 až 2 mm) proti pneumatice opotřebené (1,6 mm dezénu) o 2,5 až 7 metrů. Je tedy možné říci, při šířce přechodu pro chodce 3 metry, že kvalitní pneumatiky tudíž mohou případnému střetu s chodcem zabránit a zachránit život nejen chodci, ale i řidiči. V příloze číslo 1.3 je kromě brzdné dráhy a dráhy do zastavení vozidla možné sledovat také průběh síly působící na pedál brzdy. Ne vždy je možné plně sešlápnout brzdový pedál, protože by došlo ke ztrátě kontaktu kola s vozovkou, tj. ke ztrátě ovladatelnosti vozidla. Tento nedostatek odstraňuje systém ABS. V případě simulace brzdné dráhy na počítači se předpokládá, že vozidlo je systémem ABS vybaveno, nebo řidič vozidla je zkušený a pohybuje se při brzdění na hranici adheze, která je zobrazena na obrázku číslo 1.40.

Obr. 1.40 - Adhezní a brzdná síla v závislosti na rychlosti vozidla

53

1.2.3.2.4.2 Vliv větru v ose vozidla Silniční vozidlo představuje předmět, který zaujímá v prostoru určitý objem a tento předmět se pohybuje médiem, kterým je okolní vzduch. Každé médium klade odpor pohybu tělesa a stejné je to s vozidlem na silnici, kterému vzduch klade odpor proti pohybu. Velikost odporu vzduchu je závislá na součiniteli odporu vzduchu vozidla cx, velikosti jeho čelní plochy SP, kvadrátu rychlosti C2 a hustotě vzduchu ρ, která se sice s výškou mění, ale lze ji v běžných podmínkách pokládat za konstantní. Řešení předpokládá vítr zpředu a zezadu, ale neřeší problém bočního větru. V následující tabulce číslo 1.19 je průběh brzdné dráhy měřeného vozidla pouze v závislosti na směru a síle větru ( „+“ vítr ve směru jízdy vozidla, „-“ vítr proti směru pohybu vozidla). Tab. 1.19 - Vliv větru na délku brzdné dráhy Rychlost a směr větru (km.h-1) Brzdná dráha (m)

- 120

- 80

- 40

0

40

80

120

50,7

54,0

56,8

58,7

59,7

60,2

61,6

Při rychlosti větru 120 km.h-1 proti směru pohybu vozidla došlo ke zkrácení brzdné dráhy o 13,5 % na vzdálenost 50,7 m, což je brzdná dráha, která je předepsaná vyhláškou jako maximální, pokud jsou brzdy v pořádku a za standardních podmínek, tedy za bezvětří. Těžko by bylo možné najít končiny, kde rychlost větru je neustále 120 km.h-1. V našich oblastech se běžně pohybuje pod 40 km.h-1 a odchylka je tedy maximálně 1 metr, ale i ten může mít cenu života. Grafický příklad průběhu brzdné dráhy je v příloze číslo 1.4. 1.2.3.2.4.3 Vliv sklonu svahu na brzdnou dráhu Sklon vozovky se na vozidle projevuje jako tzv. odpor stoupání FS, který není závislý na rychlosti vozidla a je tudíž po celou dobu jízdy konstantní, jestliže se uvažuje vozovka bez proměnného sklonu. V případě změny sklonu svahu jsou vypočtené výsledky brzdné dráhy znázorněny v tabulce číslo 1.20. a další dva jsou graficky zpracované v příloze číslo 1.5. Tab. 1.20 - Brzdná dráha v závislosti na sklonu vozovky Sklon vozovky (%)

- 10

-5

-2

0

2

5

10

Brzdná dráha (m)

73,9

65,4

61,2

58,7

56,4

53,3

48,8

Z tabulky číslo 1.20 je patrné, že brzdná dráha vozidla při sklonu 10 % je přibližně o 20 % kratší než brzdná dráha na rovině. Stejné je to v případě opačného sklonu – 10 %, ale dochází k prodloužení brzdné dráhy. Svah o sklonu větším jak 10 % se vyskytuje v menší míře a předpokládá se, že řidiči jsou si většího sklonu vědomi a řídí opatrněji. Častěji se v praxi řidič setká se svahem o sklonu 5 %. Zde dochází k prodloužení či zkrácení brzdné dráhy kolem 10 % její původní hodnoty (brzdná dráha za standardních podmínek). V běžném provozu je řidič na svah větší 6 % upozorňován značkou o nebezpečném klesání a ve většině případů automaticky dbá zvýšené opatrnosti. Co ale svahy menší? Například na svahu 2 % se brzdná dráha zkrátí přibližně o 4 %. V opačném případě se o 4 % prodlouží.

54

Zajímavostí je sledovat, jak bude vypadat dráha do zastavení vozidla v případě jízdy ze svahu o sklonu 4 %, pokud řidič bude brzdit pouze motorem a nepoužije-li provozní brzdu. Situace je zobrazena na obrázku číslo 1.41. Je patrné, že vozidlo, které Obr. 1.41 - Průběh brzdné dráhy na svahu o sklonu – 4 % bez užití k zastavení na provozní brzdy svahu o sklonu – 4 % bude brzdit pouze na zařazený třetí rychlostní stupeň a nepoužije provozní brzdu, nezastaví. Rychlost vozidla, které se nahoře na svahu bude pohybovat rychlostí 80 km/h, se ustálí po 7,5 km na rychlosti 26 km/h (modrá křivka – jedná se o její vrchní polovinu vycházející z rychlosti 80 km/h), kde se vyrovnají odpory vozidla se silou, která je vyvozena sklonem svahu. Stejný případ nastane, pokud se vozidlo na tomto svahu odbrzdí a bude mu poskytnut dostatečný impuls na rozjezd. Opět se rychlost vozidla ustálí na 26 km/h, ale tentokrát k jejímu dosažení potřebuje pouze 2,2 km (modrá křivka – jedná se o její spodní polovinu vycházející z nulové rychlosti). 1.2.3.2.4.4 Vliv řazení převodových stupňů na brzdnou dráhu Každý zkušený řidič ví, že sjíždět ze svahu se zařazeným rychlostním stupněm přináší jisté výhody a to se ještě zanedbává případná pokuta od dopravní policie, pokud řidič vozidla s celkovou hmotností více jak 3,5 tuny sjíždí ze svahu bez zařazeného rychlostního stupně. Vozidlo, které sjíždí ze svahu se zařazeným rychlostním stupněm, je mnohem lépe ovladatelné. Mnoho řidičů udává, že při jízdě ze svahu na neutrál šetří palivo. Vůbec si neuvědomují, že volnoběh motoru je druhým nejbohatším režimem, hned po uvádění motoru do chodu (startování). Dnešní moderní vstřikovací systémy rozpoznají, že motor jede bez zatížení se zařazeným rychlostním stupněm a automaticky nastaví minimální dodávku paliva, případně dodávku paliva zcela zastaví. Je nutné však počítat s tím, že těsně před zastavením je nutné vyšlápnout spojku a vyřadit převodový stupeň, aby nedošlo k zhasnutí motoru. Touto hranicí jsou zde voleny volnoběžné otáčky motoru 800 ot.min-1. Simulovaný systém neuvažuje s postupným přeřazováním převodových stupňů na nižší, dokáže stanovit brzdnou dráhu s po celou dobu zařazeným zvoleným převodovým stupněm. K brzdění motorem slouží ztrátový točivý moment. Převodové stupně jsou pouhým mezičlánkem mezi motorem a hnacími koly, které velikost točivého momentu motoru upravují podle zvoleného převodového stupně. K jeho stanovení se použije měření založené na akceleračním principu a popsané v předchozích kapitolách.

55

V tabulce číslo 1.21 je zaznamenána délka brzdné dráhy, pokud vozidlo bude v jednom případě brzdit a v druhém nikoliv, se zařazenými různými převodovými stupni. První převodový stupeň je vynechán, jelikož by byly překročeny jmenovité otáčky motoru (5000 ot.min-1). Jen pro zajímavost by měl motor při rychlosti 80 km.h-1 a 1. zařazeném stupni přibližně 10000 otáček za minutu. Simulace na počítači tento problém zatím neřeší, což je jejím nedostatkem. Dva příklady brzdné dráhy jsou uvedeny v příloze číslo 1.6. Tab. 1.21 - Brzdná dráha [m] v závislosti na zařazeném převodovém stupni Převodový stupeň Vozidlo brzděno Vozidlo nebrzděno

2. 58,8 415,2

3. 58,7

4. 58,8 632,3

540,5

5. 59,0 700,8

Pokud vozidlo není brzděno provozní brzdou, klesá brzdná dráha s nižším převodovým stupněm. Téměř stejně je tomu pokud je vozidlo brzděno se zařazeným rychlostním stupněm. Brzdná dráha klesá až po třetí převodový stupeň a poté se začne opět zvyšovat. Důvodem tohoto zvýšení je setrvačnost motoru, která je větší než ztrátový točivý moment motoru a takto vzniklá síla se naopak snaží vozidlo urychlit. Tento problém souvisí s velikostí motoru a zejména s jeho setrvačnou hmotností. Pro razantní brzdění na nižší převodový stupeň je proto doporučeno brzdit s vyšlápnutou spojkou, aby k výše popsané situaci nedocházelo. 1.2.3.2.4.5 Vliv rychlosti reakce řidiče na dráhu do zastavení Rozdíl v brzdné dráze a dráze do zastavení je právě v reakci řidiče. Dráha do zastavení reakci řidiče zahrnuje a brzdná dráha nikoliv. Ve všech grafech v přílohách je dráha do zastavení vozidla znázorněna tenkou modrou křivkou. Řešit problematiku rychlosti reakce řidiče je spíše věcí dopravních psychologů než techniků. Reakční doba je prostředník mezi rozhodováním a konáním. Její vliv na dopravních nehodách vzrůstá se vzrůstající rychlostí silničních vozidel a podílí se na ní také zkušenosti, únava řidiče a další vlivy jako jsou léky, drogy a alkohol. Změna reakcí řidiče se projevuje ve změně dráhy do zastavení velmi značnou měrou. To je patrno z tabulky číslo 1.22 a z přílohy číslo 1.7. Tab. 4.21 - Dráha do zastavení vozidla při proměnné době reakce řidiče Doba reakce řidiče (s)

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,5

2,0

Dráha do zastavení (m)

63

68

72

76

81

92

103

Reakce řidiče v oblasti pohybující se blízko 0,2 sekundy není běžná pro typického řidiče v silničním provozu. Touto reakcí se mohou pochlubit pouze špičkový řidiči soutěžních automobilů. Běžná reakce řidiče se pohybuje v oblasti 0,5 až 0,9 sekundy a má na ni vliv celá řada činitelů např. pozornost, věk řidiče, zkušenosti, alkohol, dopravní situace atd. Doba reakce řidiče pod vlivem alkoholu je nevyzpytatelná, protože představuje souhrn nedostatku pozornosti, motorických schopností a schopnosti uvědomění. Statisticky běžná reakce opilého řidiče je 1,7 s. 1.2.3.2.5 Dílčí závěr Kontrola brzdové soustavy je důležitá z hlediska aktivní bezpečnosti silničního provozu. Uvedený systém kontroly brzdného účinku má za cíl jednoduchou servisní aplikaci, která

56

poskytne objektivní informace o velikosti brzdné dráhy nejen za standardních podmínek, ale i za vybraných provozních podmínek. Uživateli vozidla by byly poskytnuty informace o stavu brzdové soustavy vozidla jako celku, ale také aktuální vliv stavu na skutečný provoz. To znamená, jak velká by přibližně byla brzdná dráha za stanovených provozních podmínek. Systém umožňuje vytištění protokolu, ve kterém jsou vyjmenovány brzdné dráhy za různých provozních podmínek. Systém je nepatrně náročnější na měření a zpracování dat oproti klasickému měření ve stanicích technické kontroly, ale poskytuje širší množství informací, které jsou měřením při vyšší rychlosti objektivnější než měření brzdné síly na pomaluběžných brzdách. Dynamická kontrola brzd je zatím ve stádiu vývoje a bude třeba v budoucnu i její praktické ověření. V současnosti jsou hlavní nedostatky této metody v oblasti pneumatik a jejich chování na vozovce. Je třeba v budoucnu získat informace od širokého spektra výrobců o rozmanitých typech pneumatik nebo jejich vlastnosti jednoduše měřit. Současně také systém neřeší uspokojivě otázku brzdění se zařazeným převodovým stupněm a to zejména s ohledem na jejich postupné přeřazování, aby byl k brzdění využit i dostatečný ztrátový točivý moment motoru. Brzdění se odehrává pouze při jednom zvoleném převodovém stupni. Zároveň je třeba vyřešit otázku omezení a volby převodového stupně, aby nedocházelo k případům, že vozidlo brzdí na 1. převodový stupeň z 10000 ot.min-1. Tedy, aby nedocházelo k překročení jmenovitých otáček motoru. Dále se v řešení předpokládá, že vítr působící na vozidlo má směr pouze v podélné ose vozidla. Nejsou řešeny otázky bočního větru nebo větru, který na vozidlo působí v obecném směru. Jsou vyjmenovány některé hlavní nevýhody, jejímž řešením je třeba se dále zabývat. Výhodou systému je uživateli blízká představa délky brzdné dráhy než představa o tom jak se projeví brzdná síla, která je obvykle měřena ve stanicích technické kontroly. Systém dynamického hodnocení stavu brzdové soustavy má také výhodu v libovolné simulaci provozních podmínek.

1.3 Stávající metody měření tahových charakteristik traktoru [11, 34, 42] Nejdůležitější skupina zkoušek se zabývá v prvé řadě výkonností, tahovými vlastnostmi, posouzením jízdních vlastností jako je průjezdnost, řiditelnost, rozložení měrných tlaků, hospodárnost práce apod. Tyto zkoušky určují parametry pro zlepšení a využití určitých prvků traktorů a označují se jako typové. Mezi nejdůležitější typové zkoušky patří tahové a výkonové zkoušky a jsou stanoveny normou. Zkoušky je možno provádět v laboratořích, což umožňuje porovnání výsledků mezi laboratořemi, v polních podmínkách, nebo na zkušebních drahách. Význam zkušebních drah je pro porovnání výsledků zkoušek. Ideálním případem je ověření výsledků na zkušební dráze a v polních podmínkách na podložce, která je pro práci traktoru typická, a kterou nelze na umělé dráze vytvořit. Mezi povinné zkoušky patří: - Zkouška na hlavním vývodovém hřídeli – Tato zkouška slouží k určení charakteristiky motoru. Vývodový hřídel se připojí na komutátorový dynamometr, což je v podstatě komutátorový derivační motor napájený do statoru. Moment M, který vzniká při zatěžování, působí na stator, ale v opačném směru než na rotor. - Zkouška motoru – Tato zkouška se nemusí provádět je-li vozidlo vybaveno vývodovým hřídelem. Musí se však provést tehdy, pokud vývodový hřídel

57

nemůže přenést plný výkon traktoru, nebo není-li vývodový hřídel mechanicky spojen s motorem traktoru. - Tahové zkoušky – Popsáno v následujících bodech. - Zjištění poloměru otáčení a prostoru pro zatáčení. - Určení polohy těžiště. - Brzdění, měření hluku, zvedací síla, výkon hydraulického čerpadla apod. Mezi nepovinné zkoušky patří: - zkouška na řemenici traktoru (u starších typů traktorů), - dodatkové zkoušky pro určení speciálních hodnot motoru, - zvláštní zkoušky pro určení speciálních údajů (výkony na jiné než smluvní podložce, horské atmosférické podmínky, spouštění motoru za nízkých teplot). Při tahových zkouškách se zjišťují tyto parametry, nebo se pomocí naměřených hodnot vypočítávají: - tahová síla traktoru, - odpor valení, - pracovní rychlost traktoru (měří se čas při známé délce zkušebního úseku v = s / t), - prokluz hnacích kol (měří se nejčastěji pomocí otáček kol a vývodového hřídele), - spotřeba paliva (spotřeba pro daný úsek a další se vypočítávají). K určení hodnot se volí různé přístroje a způsoby měření. Standardní měření probíhá přesně podle metodiky a jednotlivé hodnoty se určují postupně bod po bodu. Urychlená zkouška byla vyvinuta pracovníky České zemědělské univerzity v Praze a zatěžování je prováděno plynule během jedné jízdy traktoru. Výpočtová metoda představuje způsob zjišťování všech parametrů na základě dříve provedených měřeních a ostatní parametry se dopočítávají. 1.3.1 Standardní tahové zkoušky [34, 42] Standardní tahovou zkoušku je možno provádět na zkušební vozovce, ale zpravidla se měří na poli (měřící dráha), tedy při podmínkách, ve kterých daný traktor pracuje. Problematické u tohoto typu zkoušek je značná časová a také vysoká prostorová náročnost jak je vidět na obrázku číslo 1.42. Během zkoušek se provádí: - Měření tahové síly – K měření se užívají tahové dynamometry elektrické, hydraulické nebo mechanické. Silové čidlo se umísťuje mezi zkoušený traktor a traktor, který je určen pro vyvození zatěžující síly a bývá označován jako dynamometrický měřící vůz. Zatěžující síla má být během celého měřeného úseku konstantní. Měřících jízd se podniká několik s různou tahovou silou a ve stále nových drahách, protože předchozí dráha již obsahuje stopu, která ovlivňuje měření. Schéma měřících jízd a délka jednotlivých úseků měřící dráhy jsou uvedeny na obrázku číslo 1.42. Tahový výkon Pt je roven součinu tahové síly Ftx a rychlosti traktoru v na měřeném úseku. - Měření střední hodnoty rychlosti – Rychlost traktoru v se měří pomocí stopek na předem známé délce zkušební dráhy L. Střední rychlost v se potom vypočte jako poměr délky dráhy L a času potřebného k jejímu projetí t. Se zapnutím stopek se automaticky zapnou i ostatní měřící přístroje. Při měření traktoru na poli je nutné jezdit pokaždé v jiné dráze a to vždy tam a zpět se stejnou tahovou silou, aby došlo k vyloučení vlivu větru a sklonu povrchu. - Měření prokluzu – Nejvýhodnější pro měření prokluzu je využít změny otáček kol. Měří se počet otáček hnacích prokluzujících kol a současně počet otáček pátého kola,

58

Obr. 1.42 – Způsob provedení tahové zkoušky na poli

které se odvaluje bez prokluzu, nebo s prokluzem, který je zanedbatelný. - Měření spotřeby paliva – Spotřeba paliva se měří pomocí palivoměru, za konstantního zatížení a rychlosti traktoru. Při známé době průjezdu úsekem t a množství spotřebovaného paliva Q se snadno určí spotřeba paliva v g.s-1, popřípadě v g.kWh-1.

1.3.2 Urychlené tahové zkoušky [34, 42] Standardní tahové zkoušky traktorů jsou prostorově a časově náročné a proto byly na České zemědělské univerzitě v Praze navrženy urychlené tahové zkoušky, které uspoří asi polovinu času a potřebují asi 10 krát méně prostoru. Urychlené tahové zkoušky se dělí do dvou kategorií: - UTZ 1 – Tento typ urychlené tahové zkoušky probíhá tak, že je od začátku měření postupně zvyšováno zatížení traktoru až po jeho maximální hodnotu při 100 % prokluzu. Problémem jsou zde nutné korekce na setrvačné síly traktoru. - UTZ 2 – Tento typ zkoušky je obdobou předchozího s tím rozdílem, že se zatěžování mění po skocích. Na každém stupni se vždy na krátkou dobu ustálí. Výhodou proti předchozí metodě je, že není potřeba korigovat setrvačné síly traktoru. Oba způsoby měření jsou znázorněny na obrázku číslo 1.43. Zpomalení nebo zrychlení během měření by mělo být menší než 0,03 m.s-2, aby měření nebylo ovlivněno setrvačnou silou. Jsou však nutné přístroje, které měří okamžité hodnoty veličin. Během měření je zaznamenávána tahová síla Ftx, úhlová rychlost hnacích kol ωh, zkoušeného vozu, úhlová rychlost měřícího kola ωm (měřícím kolem je motocyklové kolo, které se volně otáčí a je na něm snímač úhlové rychlosti) a hodinová spotřeba paliva Mp. Z takto naměřených hodnot se vypočítá: - Skutečná rychlost – Skutečná rychlost traktoru vsk se vypočte jako součin poloměru měřícího kola rm a úhlové rychlosti měřícího kola ωm. - Teoretická rychlost – Teoretická rychlost traktoru vt je rovna součinu poloměru kola měřeného traktoru rh a jeho úhlové rychlosti ωh. - Prokluz – Prokluz se stanovuje obdobným způsobem jako v předchozím případě, pouze s tím rozdílem, že počet otáček kola měřeného a měřícího vozidla je nahrazen skutečnou a teoretickou rychlostí traktoru.

59

Obr. 1.43 – Systém měření UTZ 1 a UTZ 2 1.3.3 Výpočtová tahová charakteristika [34, 42] Velká časová a prostorová náročnost měření tahových zkoušek na poli vedla k rozvinutí výpočtových metod. Pro sestrojení výpočtové tahové charakteristiky je nutné znát následující závislosti veličin: - otáčková charakteristika motoru – závislost efektivního výkonu motoru Pe, točivého momentu M a spotřeby paliva Mp na otáčkách motoru n, - veškeré parametry traktoru jako jsou převodové poměry, rozvor, mechanické účinnosti, tíha traktoru a její rozložení, součinitel odporu valení atd, - závislost prokluzu δ na tahové síle Ftx nebo součiniteli odporu valení µ. Nejproblematičtější se jeví stanovení otáčkové charakteristiky motoru. Změny aktuální otáčkové charakteristiky mohou poměrně snadno a rychle způsobit velké ekonomické a ekologické ztráty. Dynamický způsob měření umožňuje snadno získat okamžité parametry otáčkové charakteristiky motoru a tím tuto výpočtovou metodu značně zpřesnit. Dále se nabízí možnost využít této metody k modelování průjezdu traktoru různě zvolenou drahou. Je možné modelovat pozemek majitele traktoru a rozličné způsoby zatížení pro dosažení velmi přesného odhadu spotřeby paliva a vyprodukovaných emisí. Využít by se tato metoda dala i v podobě porovnání dvou různých typů traktorů pro určité parametry pozemku (rozloha, sklon, půdní typ atd.) a způsob nasazení.

60

2. Cíl disertační práce Neustálé zvyšování počtu silničních motorových vozidel má za následek poškozování životního prostředí, které úzce souvisí nejen s jejich počtem, ale také s jejich konstrukčním řešením a aktuálním technickým stavem. Rozvoj motorizace vyžaduje také nové vhodné měřící a vyhodnocovací metody. Nová konstrukční řešení a nové typy vozidel jsou kontrolovány pomocí normovaných homologačních měření. Z praktického hlediska je však zapotřebí také kontrolovat změnu technického stavu v provozu. K těmto kontrolám by měla sloužit běžná servisní pracoviště, která by uživatelům zajistila informace podobné jako u homologačních měření, jejichž aplikace by měla vliv na ekologii a ekonomiku provozu. Obecným cílem autorova snažení je snaha přispět k tomu, aby se běžná servisní měření co nejvíce přiblížila standardním homologačním měřením. Předpokládá to především nalézt metodu, která by se svou přesností a vypovídací schopností blížila homologačním postupům pro vozidlové motory a přitom byla přijatelně investičně i provozně náročná a tudíž dobře využitelná jak v běžné servisní praxi, tak při legislativně předepsaných kontrolách emisí vozidel. Autor na základě svého rozboru vidí cestu ve využití a rozšíření dynamických měření spalovacích motorů a výpočetní techniky, která za poslední roky udělala významný krok kupředu a umožňuje v krátkém čase data nejen naměřit, ale také zpracovat a vyhodnocovat. Výsledkem práce jsou výpočetní programy, které umožňují zpracovávat dynamicky naměřená data. Rozsáhlejší ověření výpočetních programů a porovnání s výsledky měření nebylo možno z ekonomických důvodů zahrnout do této práce, ale autor ve výsledcích a rozborech navrhovaných programů upozorňuje na přednosti a nevýhody, které je nutné dále rozpracovat a zvýšit tak přesnost nových metod měření. Cílem autorovy práce je: - návrh dynamického měření spalovacích motorů s výkonnostním regulátorem, využitelné pro vytvoření veličinových charakteristik motoru, - návrh virtuální tahové charakteristiky traktoru, - návrh modelu práce traktoru na simulovaném pozemku.

61

3. Metodika disertační práce Dynamické metody měření jsou v technické diagnostice motorových vozidel do určité míry málo využívané a jejich zavedení by mohlo přinést efekt v podobě rychlejších a provozně bližších zatěžovacích režimů s využitím, které by se v servisních pracovištích blížilo běžným způsobem prováděným homologačním zkouškám. Autor se v této práci zaměřuje na 3 body, které jsou uvedeny v předchozí kapitole a vychází z rozboru současného stavu hodnocení motorových vozidel. Návrh dynamického měření spalovacích motorů s výkonnostním regulátorem je zaměřen na vytvoření celkové veličinové charakteristiky motoru s cílem vyhodnocovat spotřebu paliva (kapitola 4.1.1). Až budou k dispozici dostatečně přesná dynamická měření emisních složek výfukových plynů, bude možné stejným způsobem vyhodnocovat i jejich dopad. Postup tvorby celkové veličinové charakteristiky motoru s výkonnostním regulátorem: - Na základě dynamicky měřené vnější charakteristiky motoru je navrženo 9 měřících bodů tak, aby bylo možné jejich proložením získat celkovou veličinovou charakteristiku motoru. Označení bodů a jejich přibližné umístění je znázorněno na obrázku číslo 3.1. - Měřící body s označením 1, 2, 3 jsou body, které jsou měřeny bez vnějšího zatížení (traktor není třeba umísťovat na volné válce). Jsou nastaveny měřící otáčky a po dostatečně dlouhou dobu je zaznamenávána spotřeba paliva. - Měřící body s označením 4, 5, 6 jsou body, Obr. 3.1 Rozmístění bodů a jejich označení v požadované které jsou měcelkové charakteristice motoru řeny při středním efektivním točivém momentu. Jsou měřeny tak, že se nastaví otáčky motoru o 100 vyšší než jsou požadované měřící a na ně se potom přibrzdí pomocí provozní brzdy. Během doby brzdění je snímána spotřeba paliva po dobu minimálně 15 sekund. Nakonec je pedál brzdy uvolněn a během doby rozběhu je dynamicky snímáno zrychlení s cílem určit zatěžující točivý moment. - Měřící body s označením 7, 8, 9 jsou měřeny tak, že jsou střídavým sešlapováním a uvolňováním plynového pedálu udržovány zvolené měřící otáčky a současně je snímána spotřeba paliva, která se relativně ustálí (kvazistatický způsob měření).

62

-

Pomocí softwarového prostředí MathCad 2001 je s využitím funkcí CSPLINE a INTERP vytvořena prostorová závislost spotřeby paliva na točivém momentu a otáčkách motoru (celková charakteristika motoru). Návrh virtuální tahové charakteristiky traktoru vychází z klasické výpočtové metody a aktuální měřené celkové charakteristiky motoru. Postupně jsou virtuálně vypočítávány v uvedeném softwaru závislosti hodinové spotřeby paliva, rychlosti, tahového výkonu a prokluzu na tahové síle (kapitola 4.1.2). Takto vypočtenou virtuální charakteristiku autor v závěru porovnává s tahovou charakteristikou stanovenou pouze na základě výpočtové metody ze stanObr. 3.2 Softwarové prostředí Mathcad 2001 Professional dardních měření. Virtuální charakteristiku dále autor využívá v návrhu modelu práce traktoru na simulovaném pozemku (kapitola 4.2). Model umožní porovnání různých typů traktorů, nebo kontrolu traktoru po údržbě a opravě z hlediska efektivnějšího využití. Návrh je autorem vytvořen na základě následujícího postupu: - Dříve navrženou virtuální tahovou charakteristiku a celkovou charakteristiku motoru autor zpracoval tak, aby byla vhodným vstupem do simulované práce traktoru na modelovaném pozemku. - V softwarovém prostředí MathCad 2001 je modelovaný pozemek vhodným způsobem naprogramován jako prostorová závislost převýšení v metrech (jsou vytvořeny terénní vlny). - Na základě zpracování jízdních odporů autor vypočítává potřebný točivý moment, který je postupně upravován podle zvoleného převodového stupně tak, aby bylo dosaženo minimální měrné spotřeby paliva. - Podle zvoleného převodového stupně a velikosti zatížení jsou zpracovány otáčky motoru v závislosti na poloze traktoru na pozemku. - Na základě závislostí efektivního točivého momentu a otáček motoru na poloze v modelovaném pozemku je pro konkrétní úsek odečtena z celkové charakteristiky motoru spotřeba paliva, která je nakonec kumulována a zpracována autorem jako spotřeba paliva v litrech na 100 km. - Jednotlivé simulované spotřeby paliva pro různé nastavené vstupní podmínky jsou uvedeny v závěrečných tabulkách, kde jsou vzájemně porovnány. Na závěr jsou porovnány výsledky ve stanovené spotřebě paliva, pokud dojde k nepřesnostem během měření jak v nastavení otáček a točivého momentu, tak v měření spotřeby paliva. Současně jsou autorem shrnuty výhody a úskalí, která při měření a simulaci mohou nastat.

63

4. Návrh modelování tahové charakteristiky traktoru a jeho práce na modelovém pozemku 4.1. Návrh virtuální tahové charakteristiky traktoru Tahová charakteristika traktoru patří mezi základní zkoušky, kterými se hodnotí vlastnosti a schopnosti zvoleného traktoru při provozních podmínkách. Lze ji získat na základě pracného a zdlouhavého měření, výpočtem na základě již dříve naměřených nebo získaných parametrů (převážně z dokumentace), nebo lze využít dynamického měření, které představuje kompromis mezi dvěma předchozími. Jsou naměřena aktuální data motoru, která se promítnout do spotřeby paliva a vzniku emisí, ostatní parametry a data jsou převzata z tabulek a dokumentace [3]. Autor v následující části měří a vypočítává tahovou charakteristiku na traktoru Zetor 8045. Výchozí pro provedení simulace je celková charakteristika motoru, která se měří rozdílným způsobem. Proti vznětovým motorům nákladních vozidel a autobusů je totiž traktorový motor vybaven výkonnostním regulátorem na rozdíl od regulátoru omezovacího. 4.1.1 Návrh měření celkové charakteristiky motoru s výkonnostním regulátorem Autor při měření celkové charakteristiky motoru vychází stejně jako v předchozích případech z kvazistatického měření 9 bodů měřených na volných válcích. Umístění vozidla na válcích je zobrazeno na obrázku číslo 4.1. Čím více bodů v charakteristice se naměří, tím je výsledná simulace přesnější. Pro běžnou servisní praxi bude výhledové postačovat z hlediska přesnosti i z hlediska pracnosti měření 9 bodů [18, 19, 36, 37, 40, 41].

Obr. 4.1 - Umístění vozidla na volných válcích Rozdílnost měření se promítne pouze u tří bodů, které jsou ve středu charakteristiky (při částečném zatížení motoru). Měření bodů na vnější charakteristice při plném zatížení a měření bodů bez zatížení se provádí obdobně jako v předchozích případech tvorby celkových charakteristik u motorů s omezovacím regulátorem. Během měření byla snímána spotřeba paliva pomocí mechanického palivoměru Mannesmann Kienzle, který je zobrazen na obrázku číslo 4.2. Autor předpokládá, že v případě kvalitních a rychle reagujících emisních měřících přístrojů by bylo možné stanovit

64

spotřebu paliva výpočtem z emisí a zároveň stanovit dopad provozu vozidla na životní prostředí.

Obr. 4.2 - Palivoměr Mannesmann Kienzle 4.1.1.1 Vstupní veličiny pro tvorbu celkové charakteristiky motoru Základní vstupní hodnoty motoru s výkonnostním regulátorem a měřících přístrojů pro zpracování virtuální tahové charakteristiky: - zdvihový objem motoru, Vm = 4562 cm3 - počet válců motoru, z=4 - jmenovité otáčky motoru, nj = 2200 ot.min-1 - jmenovitý točivý moment motoru, Mj = 250 N.m - moment setrvačnosti motoru, Im = 1,67 kg.m2 - konstanta palivoměru, KPal = 3,0303 cm3.impuls-1 - počet otáček motoru na impuls, Kot = 1 ot.impuls-1 - počet otáček na cyklus motoru, Kim = 2 ot.cyklus-1 ρ = 835 kg.m-3 - měrná hmotnost paliva. Aby bylo možné správně zvolit střední a maximální hodnoty zatížení motoru a zároveň aby bylo možné omezit celkovou charakteristiku z hlediska pracovní oblasti motoru, je třeba znát průběh vnější otáčkové charakteristiky. Zároveň je podle vnější otáčkové charakteristiky posouzen stav a funkčnost regulátoru, který ovlivňuje nastavení středního momentu (zatížení motoru přibližně polovinou maximálního točivého momentu) a předvolených otáček motoru. Vnější otáčková charakteristika je naměřena pomocí akcelerační metody a na základě časových impulsů zobrazených například v tabulce číslo 4.1 se vypočítají otáčky a točivý moment motoru. 2π

εj

nj

−

2π

(T j+ 2 − T j+ 1) (T j+ 1 − T j) T j+ 1 − T j

(29)

60 T j+ 1 − T j

(30) (31) -2

εj – úhlové zrychlení motoru [rad.s ]

65

Tj, Tj+1, Tj+2 – časové impulsy měření [s] nj – otáčky motoru [min-1] Io – moment setrvačnosti motoru [kg.m2] Mj – točivý moment motoru [N.m] Tab. 4.1 - Příklad naměřených dat pro vnější charakteristiku (časové impulsy snímače otáček motoru [s], v – pokračování dat) ∨

∨

∨

∨

∨

0,09145130

1,52556480

2,89145160

4,24471830

5,18490950

0,18397620

1,61631550

2,98148140

4,33733530

5,22375530

0,28514520

1,70730160

3,07059190

4,42985940

5,26144780

0,38738440

1,79847050

3,15978620

4,52136930

5,29804400

0,48775810

1,88965780

3,24913560

4,60921180

5,33367230

0,58703890

1,98040590

3,33828960

4,68438220

5,36836440

0,68566420

2,07145910

3,42676740

4,75045100

5,40225870

0,78370380

2,16260950

3,51575880

4,81039660

5,43536260

0,87905640

2,25377670

3,60564460

4,86601340

5,46777840

0,97335470

2,34457170

3,69583620

4,91829300

5,49949200

1,06704620

2,43561320

3,78557690

4,96774390

5,53058360

1,16014690

2,52686840

3,87607030

5,01486000

5,56108020

1,25190070

2,61847640

3,96769090

5,05985820

5,59103630

1,34328500

2,70983460

4,06018980

5,10309220

5,62048190

1,43447980

2,80088950

4,15225120

5,14471950

5,64943310

∨

∨

∨

∨

∨

Efektivní hodnota točivého momentu motoru Me je získána z hodnot úhlového zrychlení motoru. Úhlové zpomalení motoru slouží pro výpočet ztrátového točivého momentu Mo. Součtem efektivního a ztrátového točivého momentu je indikovaný točivý moment motoru Mi. Všechny tři hodnoty točivého momentu jsou uvedeny v obrázku číslo 4.3.

Obr. 4.3 - Vnější charakteristika motoru – indikovaný, efektivní a ztrátový točivý moment

66

Podle vnější charakteristiky motoru jsou voleny měřící otáčky 1000, 1500 a 2000 ot.min-1. V následujících kapitolách autor popisuje způsob, jakým jsou naměřeny zvolené body celkové veličinové charakteristiky a jaký význam má sklon charakteristiky regulátoru. 4.1.1.2 Měření motoru bez vnějšího zatížení (body 1 – 3) Vozidlo v tomto případě nemusí být umístěno na volných válcích. Měří se spotřeba paliva bez zatížení. K nastavení měřících otáček motoru je použito ručního plynu. Problém s přesností je podmíněn otáčkami průtokoměru paliva Mannesmann Kienzle. Impulsy otáček průtokoměru jsou snímány a zaznamenány do počítače na stejnou časovou řadu jako impulsy od měřiče otáček motoru, což je znázorněno na obrázku číslo 4.4. Vzhledem k tomu, že není vidět v jaké je průtokoměr poloze, je nutné první a poslední necelou otáčku z výpočtu vyloučit. V případě nulového vnějšího zatížení a nízkých otáček motoru může vzniknou chyba v důsledku toho, že se průtokoměr otočí méněkrát. Pro zmenšení této chyby doporučuje autor měřit minimálně 30 sekund nebo použít citlivější palivoměr.

Obr. 4.4 - Počet impulsů měření otáček motoru a průtokoměru Chyba je také závislá na konstrukci zvoleného průtokoměru a na jeho objemu, kterým se indikuje jedna otáčka. Zvýšení přesnosti by přineslo snímání otáček palivoměru vícekrát za jednu otáčku. V každém bodě se počítají střední otáčky motoru ns, střední indikovaný točivý moment Mis a indikovaná měrná spotřeba paliva mi. Střední otáčky motoru se vypočítají podle vztahu (32). ns

60PI Ot TPI − T0 -1

(32)

ns – střední otáčky motoru [ot.min ] PI – pořadí posledního impulsu [-] Ot – počet impulsů na jednu otáčku motoru [-] TPI – čas posledního impulsu [s] T0 – čas prvního impulsu [s]

67

Střední indikovaný točivý moment motoru je v tomto bodě roven ztrátovému točivému momentu přesně podle naměřených středních otáček motoru. Vztah lze napsat v následujícím tvaru (33). Mis

( )

−Mo ns

(33)

Msi – střední indikovaný točivý moment motoru [Nm] M0(ns) – ztrátový moment v závislosti na otáčkách motoru [Nm] Měrná indikovaná spotřeba paliva mi vychází z naměřené spotřeby paliva Qs v cm3.s-1 a vypočítaného středního indikovaného výkonu motoru Pis ve W. Qs

( PIP − 1) KPal Tp

PIP − 1

Ps mi

−π ns 30

(34)

− Tp

0

(35)

( )

M o ns

3600ρ Qs

(36)

Ps

Qs – střední spotřeba paliva [cm3.s-1] PIP – index posledního impulsu z palivoměru [-] Kpal – konstanta palivoměru [cm3.impuls-1] TpPIP-1 – čas posledního impulsu z palivoměru [s] Tp0 – čas prvního impulsu z palivoměru [s] Ps – střední indikovaný výkon motoru [W] ns – střední otáčky motoru [min-1] M0(ns) – ztrátový moment v závislosti na otáčkách motoru [N.m] ρ - měrná hmotnost paliva [kg.m-3] mi – indikovaná spotřeba paliva [g.kWh-1] Na základě těchto vztahů (32 až 36) byly naměřeny a vypočteny hodnoty, které jsou uvedeny v tabulce číslo 4.2 pro první tři body měřené celkové veličinové charakteristiky motoru 1 – 3. Tab. 4.2 - Měřené body bez vnějšího zatížení (body 1 – 3) 1 -1 Střední otáčky motoru ns [min ] 999,3 Střední indikovaný točivý moment Mis [N.m] 90,8 -1 Indikovaná měrná spotřeba paliva mi [g.kWh ] 167,1

2 1501,2 116,1 136,9

3 1994,1 140,8 123,1

4.1.1.3 Měření motoru při maximálním zatížení (body 7 – 9) Měření bodů 7 – 9 při maximálním zatížení se od předchozího měření liší. V tomto případě je motor měřeného vozidla kvazistaticky zatěžován. Střídavě jsou nastavovány plná a nulová dodávka paliva v předepsaném pásmu otáček motoru podle zvoleného bodu. Výsledky měření jsou zpracovány podle vztahů (37 až 39). ni ωi

60Ot Ti+ 1 − Ti

(37)

2π

(Ti+ 1 − Ti)

(38)

68

εi

ω i+ 1 − ω i Ti+ 1 − Ti

(39) -1

ni – otáčky motoru v i-tém intervalu měření [ot.min ] Ot – počet impulsů na jednu otáčku motoru [-] Ti+1 – čas měření v bodě i+1 [s] Ti – čas měření v bodě i [s] ωi – úhlová rychlost motoru v bodě i [rad.s-1] ωi+1 – úhlová rychlost motoru v bodě i+1 [rad.s-1] εi – úhlové zrychlení motoru v bodě i [rad.s-2] Závislost otáček motoru, úhlové rychlosti a úhlového zrychlení na měřených impulsech je znázorněna na obrázku číslo 4.5. Z naměřených a vypočtených hodnot otáček motoru se stanovuje střední hodnota otáček ns. Střední hodnota otáček motoru ns je stanovena jako průměrná hodnota. Z hlediska předchozí volby by se měla pohybovat velmi blízko předepsaných otáček měření. Střední india) kovaný točivý moment Ms se stanoví na základě střední velikosti úhlového zrychlení motoru v blízkosti středních měřících otáček ns. Velikost a tvar úhlového zrychlení v závislosti na otáčkách b) motoru je znázorněn na obrázku číslo 4.6. A představuje kladnou velikost zrychlení a B představuje zápornou velikost zrychlení. Červené body udávají velikost zrychlení A v blízkosti středc) Obr. 4.5 – Parametry motoru: a) otáčky motoru, b) úhlová rychlost a c) ních měřících otáček. Opačně modré úhlové zrychlení motoru body udávají veli-

69

kost zrychlení B v oblasti středních otáček motoru. Střední hodnoty těchto vybraných bodů potom udávají střední zrychlení As a zpomalení Bs motoru, které použité ve vztahu (40) určují velikost středního indikovaného točivého momentu Mis. Mis

As I o I v − Bs I o I v

(40)

Mis – střední indikovaný točivý moment motoru [N.m] As – střední zrychlení motoru [rad.s-2] Bs – střední zpomalení motoru [rad.s-2] Io – moment setrvačnosti motoru [kg.m2] Iv – koeficient zvýšení momentu setrvačnosti s ohledem na volné válce [-]

Obr. 4.6 - Příklad zrychlení a zpomalení motoru v závislosti na jeho otáčkách V bodech 7-9 lze kromě indikované měrné spotřeby paliva mi vypočítat také efektivní měrnou spotřebu paliva me. Aby bylo možné vypočítat měrnou spotřebu paliva je nejprve nutné odečíst celkové množství spotřebovaného paliva během měření se zohledněním problematiky necelých otáček palivoměru. ( PIP − 1) KPal

Qs

Tp

PIP − 1

− Tp

(41)

1

3 -1

Qs – střední spotřeba paliva [cm .s ] PIP – index posledního impulsu z palivoměru [-] Kpal – konstanta palivoměru [cm3.impuls-1] TpPIP-1 – čas posledního impulsu z palivoměru [s] Tp0 – čas prvního impulsu z palivoměru [s] Dále autor stanovuje střední indikovaný výkon motoru Ps, který se vypočte na základě vypočítaného indikovaného točivého momentu motoru během celého měření Mi. Mi

i

Ps

( )

Io Iv Ei − Mo ni 2πOt TPI − T1

∑ Mi

i

i

(42) (43)

Ps – střední indikovaný výkon motoru [W]

70

Ei – úhlové zrychlení motoru [rad.s-2] M0(ni) – ztrátový moment v závislosti na otáčkách motoru [Nm] Mii – indikovaný točivý moment motoru v průběhu měření [Nm] Ot – počet impulsů na jednu otáčku motoru [-] Io – moment setrvačnosti motoru [kg.m2] Iv – koeficient zvýšení momentu setrvačnosti s ohledem na volné válce [-] TPI – čas posledního impulsu [s] T0 – čas prvního impulsu [s] Měrná indikovaná a efektivní spotřeba paliva se potom vypočte podle vztahů (44) a (45). mi me

3600ρ Qs

(44)

Ps mi

Mis

(45)

( )

Mis + Mo ns

Ps – střední indikovaný výkon motoru [W] Qs – střední spotřeba paliva [cm3.s-1] mi – indikovaná spotřeba paliva [g.kWh-1] ρ - měrná hmotnost paliva [kg.m-3] me – efektivní měrná spotřeba paliva [g.kWh-1] ns – střední otáčky motoru [ot.min-1] M0(ns) – ztrátový moment v závislosti na otáčkách motoru [Nm] Mis – střední indikovaný točivý moment motoru [Nm] Na základě těchto vztahů byly naměřeny a vypočteny hodnoty, které jsou uvedeny v tabulce číslo 4.3 pro měřené body 7 – 9 na vnější otáčkové charakteristice motoru. Tab. 4.3 – Měřené body na vnější charakteristice (body 7 – 9) 7 -1 Střední otáčky motoru ns [min ] 1241 Střední indikovaný točivý moment Mis [Nm] 332 -1 Indikovaná měrná spotřeba paliva mi [g.kWh ] 183 -1 Efektivní měrná spotřeba paliva me [g.kWh ] 263

8 1588 342 156 241

9 2066 352 151 257

4.1.1.4 Měření motoru při středním zatížení (body 4 – 6) Měření bodu 4 – 6 při středním zatížení je odlišné od předchozích dvou způsobů měření z důvodu použití výkonnostního regulátoru, který je používán zejména u traktorů a jiných zemědělských vozidel. Systém měření představuje nejprve zpracování sklonu regulační větve z předchozího obrázku číslo 4.3. V tomto případě je tato charakteristika skloněna přes 200 otáček za minutu a proto před měřením je nutné nastavit otáčky o 100 vyšší než jsou požadované měřené otáčky motoru. Po nastavení příslušných otáček je vozidlo na válcích rozjeto na známý rychlostní stupeň (v uvedeném příkladě na 4.) tak, aby otáčky motoru odpovídaly začátku měření. Následně je vozidlový motor zatížen provozní brzdou tak, aby otáčky klesly o 100 a pohybovaly se blízko hranice požadovaných otáček.

71

Aby bylo možné stanovit velikost zatížení je nutné získat odpovídající hodnotu zrychlení, která autor obdrží tím, že vyšlápne spojku a motor se snaží zvýšit otáčky na původní nastavené. V okamžiku měřících otáček, které by měly odpovídat předvoleným, se odečte velikost úhlového zrychlení a po vynásobení momentem setrvačnosti autor dostane odpovídající točivý moment motoru. Moment setrvačnosti je nutné v tomto případě redukovat, protože při vyšlápnutí spojky jsou všechny momenty setrvačnosti za spojkou odstaveny (nezapočítávají se do momentu setrvačnosti zejména hřídele a ozubená kola převodovky). Pro bod 3 byly nastaveny počáteční otáčky motoru při jízdě na 4. rychlostní stupeň přibližně 2100 ot.min-1. Během měření byly provozní brzdou sníženy přibližně na 1950 ot.min-1. Na konci měření byla vyšlápnuta spojka a otáčky se zvýšily na původní nastavené. Závislost otáček na měřených impulsech i je znázorněna na obrázku číslo 4.7.

Obr. 4.7 - Příklad otáček motoru během měření Otáčky se vypočítají z měřených dat podle dříve uvedených vztahů (37 až 45). Střední otáčky ns jsou střední hodnotou vypočtených otáček v intervalu měřených impulsů od 0 do 220. Během této části je také zaznamenávána spotřeba paliva. Zbývající část slouží ke stanovení zrychlení motoru, které odpovídá středním otáčkám. Měřený impuls, kde je tato podmínka splněna, je označen jako ih. Stejných vztahů (37 až 39) autor používá pro výpočet zrychlení motoru. Ze zrychlení vybírá tu hodnotu, která je vypočtena pro měřený impuls ih. Velikost tohoto zrychlení se použije pro výpočet středního točivého momentu motoru Ms. Příklad zrychlení je uveden na obrázku číslo 4.8.

Obr. 4.8 - Příklad zrychlení motoru během měření

72

Měří se jak výše uvedené časové impulsy otáček motoru, tak impulsy z palivoměru. Zpracování spotřeby paliva je taktéž obdobné jako v předchozích bodech. Na základě toho autor doplňuje tabulku číslo 4.4 zbývajících 3 bodů (4 – 6). Tab. 4.4 - Měřené body při středním zatížení (body 4 – 6) 4 -1 Střední otáčky motoru ns [min ] 1054 Střední indikovaný točivý moment Mis [Nm] 186 -1 Indikovaná měrná spotřeba paliva mi [g.kWh ] 256 -1 Efektivní měrná spotřeba paliva me [g.kWh ] 516 Tab. 4.5 – Měřené body 1 - 9 1 Střední otáčky motoru 999 ns [min-1] Střední indikovaný točivý moment Mis 90 [Nm] Indikovaná měrná spotřeba paliva mi 167 [g.kWh-1] Efektivní měrná spotřeba paliva me -1 [g.kWh ]

5 1449 327 177 271

6 1948 343 144 242

2

3

4

5

6

7

8

9

1501

1994

1054

1449

1948

1241

1588

2066

116

140

186

327

343

332

342

352

136

123

256

177

144

183

156

151

-

-

516

271

242

263

241

257

4.1.1.5 Sestrojení celkové veličinové charakteristiky motoru

Obr. 4.9 - Neomezená celková veličinová charakteristika motoru

73

Na základě všech naměřených dat v tabulce číslo 4.5 autor s využitím funkcí CSPLINE a INTERP v softwarovém prostředí Mathcad 2001 Professional vytváří požadovanou celkovou veličinovou charakteristiku motoru. Obrázek číslo 4.9 znázorňuje datové pole užitečné měrné spotřeby paliva v závislosti na otáčkách a na užitečném točivém momentu, přičemž datové pole je zobrazeno v celém rozsahu stupnice užitečného točivého momentu. Tento typ zobrazení je standardně používán při vyhodnocování na klasické výkonové brzdě. Neomezené datové pole užitečné měrné spotřeby paliva autor omezuje pracovní oblastí motoru, což je znázorněno na obrázku číslo 4.10 v závislosti na otáčkách a na užitečném točivém momentu. Datové pole je omezeno dříve změřenou vnější otáčkovou charakteristikou motoru.

Obr. 4.10 - Omezená celková veličinová charakteristika motoru 4.1.2 Návrh virtuální tahové charakteristiky Aby bylo možno sestavit virtuální tahovou charakteristiku vozidla (tj. navrhovaná virtuální tahová charakteristika založená na výpočtové tahové charakteristice s využitím dynamického měření pro získání celkové veličinové charakteristiky motoru, která odpovídá aktuálnímu technickému stavu motoru) je nutné znát nejen celkovou charakteristiku motoru, ale také celou řadu rozměrových, hmotnostních a převodových parametrů zvoleného traktoru Zetor 8045: - hmotnost traktoru, G = 4180 kg - rozvor náprav, L = 2,385 m - vzdálenost těžiště od zadní nápravy, c = 1,000 m - vzdálenost těžiště od přední nápravy, d = 1,385 m - vzdálenost závěsu od zadní nápravy, e = 0,865 m - výška závěsu, f = 0,427 m - výška těžiště, h = 0,733 m - poloměr předního kola, r1 = 0,478 m

74

- poloměr zadního kola, - rozchod kol zadní nápravy, - mechanická účinnost převodů, - koncový převod, - převod – 1. stupeň, - převod – 2. stupeň, - převod – 3. stupeň, - převod – 4. stupeň, - převod – 5. stupeň, - převod – 6. stupeň, - převod – 7. stupeň, - převod – 8. stupeň,

r2 = 0,732 m B = 1,500 m ηm = 0,9 ik = 1 i1 = 260,4 i2 = 165,21 i3 = 103,98 i4 = 73,03 i5 = 89,26 i6 = 56,63 i7 = 35,25 i8 = 25,04

4.1.2.1 Zahrnutí problematiky prokluzu traktoru Traktor je vozidlo, které převážně pracuje v polních podmínkách a výraznou měrou do jeho práce zasahuje prokluz. Proto autor do simulace zahrnuje velikost prokluzu, který z hlediska tvorby virtuální tahové charakteristiky zpracovává v závislosti na tahové síle. Tab. 4.6 - Standardní prokluzy – vztahy [3] Prokluz

µl

Rovnice pro velikost prokluzu δ a prokluzovou účinnost ηδ

SP 1

0,85

δ1

SP 2

0,70

δ2

SP 3

0,90

δ3

0.127 ⋅ µ − 0.095 ⋅ µ

2

ηδ

0.890 − µ 0.149 ⋅ µ − 0.135 ⋅ µ

0.920 − µ

0.890 − µ

1

2

2

ηδ

0.740 − µ 0.076 ⋅ µ − 0.055 ⋅ µ

2

0.095 ⋅ µ − 1.127 ⋅ µ + 0.890

0.135 ⋅ µ − 1.149 ⋅ µ + 0.740 0.740 − µ

2

2

2

ηδ

0.055 ⋅ µ − 1.076 ⋅ µ + 0.920 3

0.920 − µ

µ - součinitel záběru, µl - limitní součinitel záběru při 100 % prokluzu Tab. 4.7 - Standardní prokluzy – hodnoty [3]

µ 0,00 0,10 0,20 0,30 0,40 0,50 0,55 0,60 0,65 0,70 0,75 0,80 0,85 0,90

SP 1 0,0 1,5 3,1 5,0 7,3 10,2 12,1 14,5 17,7 22,2 29,8 45,4 100,0 -

SP 2 0,0 2,1 4,5 7,4 11,2 17,0 21,7 29,1 44,3 100,0 -

SP 3 0,0 0,9 1,8 2,9 4,2 5,8 6,8 8,1 9,7 11,9 15,3 21,3 35,6 100,0

75

U smluvních tahových zkoušek traktorů byly domluveny závislosti standardních prokluzů na součiniteli záběru. Pro kolové traktory jsou to standardní prokluz SP 1 (strniště), SP 2 (podmítnutý pozemek) a SP 3 (betonový povrch). V následujících tabulkách číslo 4.6 a 4.7 jsou uvedeny hodnoty a vztahy potřebné pro výpočet standardních prokluzů a hodnoty standardních prokluzů. Na obrázku číslo 4.11 je uvedená závislost podle předchozích tabulek číslo 4.6 a 4.7 zpracována graficky v závislosti na součiniteli záběru až do hodnoty maximálního 100 % prokluzu kol na zvolené podložce.

Obr. 4.11 - Závislost prokluzu δ na součiniteli záběru µ Závislost prokluzu na tahové sílu se stanoví v závislosti na její maximální velikosti, která odpovídá 100 % prokluzu (46). Fmax

(

)

G ⋅ cos( β ) ⋅ µ l − G ⋅ sin( β ) + G ⋅ cos( β ) ⋅ ψ 2 tx

ψ 2 ⋅ tan ( α ) + 1 − tan ( α ) ⋅ µ l

(46)

Fmaxtx – maximální tahová síla při 100 % prokluzu [N] G – tíhová síla traktoru [N] β - úhel stoupání [°] α - sklon síly Ftx [°] µl - součinitel záběru při 100 % prokluzu [-] ψ - součinitel odporu valení [-] Součinitel odporu valení ψ vyjadřuje poměr předsunutí normálové reakce kola od vozovky a poloměru kola a lze ho pro určitý typ kola a určitý typ půdy považovat za konstantní. V případě strniště se součinitel valení ψ1 pohybuje v rozmezí 0,05 až 0,1 pro suché strniště a pro vlhké 0,08 až 0,12. V případě výpočtu je volena hodnota ψ1 = 0,08. V případě valení na čerstvé oranici je rozmezí 0,15 až 0,18, na ulehlém kolem 0,12. Pro výpočet je pro součinitel valení na oraništi volena hodnota ψ2 = 0,15. V případě, že se traktor při přejezdech pohybuje po betonových komunikacích, je hodnota ψ3 = 0,02. Na základě maximální tahové síly autor stanovuje stupnici, podle níž se bude počítat průběh součinitele záběru µ. Volit kroky stupnice je nutné podle výkonu počítače, aby příliš jemný krok nepůsobil výrazné zpomalení výpočtu. Po dosazení vypočítaného součinitele záběru µ do vztahů pro výpočet prokluzu δ, uvedených v tabulce číslo 4.6, jsou získány požadované závislosti prokluzu na tahové síle traktoru. Jejich grafické zpracování je znázorněno na obrázku číslo 4.12.

76

µ

G ⋅ sin( β ) + ( G) ⋅ cos( β ) + Ftx ⋅ tan ( α ) ⋅ ψ 2 + Ftx i i   G ⋅ cos( β ) + Ftx ⋅ tan ( α ) i

(47)

µ - součinitel záběru [-] G – tíhová síla raktoru [N] β - úhel stoupání [°] Ftx – proměnná tahová síla traktoru [N] α - sklon síly Ftx [°] ψ - součinitel odporu valení [-]

Obr. 4.12 - Závislost prokluzu na tahové síly 4.1.2.2 Dostupnost traktoru v terénu a kontrola řiditelnosti Dostupnost traktoru představuje velikost úhlu stoupání, kterou může motor traktoru překonat, aniž by byla porušena jeho stabilita a řiditelnost. Pro softwarové omezení volby úhlu stoupání autor v této části provádí výpočet příčných a podélných stabilit traktoru. V těchto podmínkách je třeba počítat s celkovou výslednou silou, která je součtem všech sil působících na traktor. Stanovení řiditelnosti traktoru (tj. schopnosti udržet a měnit směr jízdy) upozorňuje na bezpečné vedení řídících kol a tedy na nutnost, aby na těchto kolech byla dostatečná normálová reakce (48). Z

k ⋅ Gt

(48) Z – normálová reakce síly na přední nápravu (řiditelnou) [N] k – koeficient bezpečnosti (podle typu nářadí a prováděné činnosti) [-] Gt – tíha traktoru [N] Stabilitu traktoru lze rozdělit na stabilitu příčnou a na stabilitu podélnou. Limitní úhel, který vychází z momentových podmínek pro příčnou stabilitu, autor počítá podle vztahu (49).  h  ⋅ 180 β p atan  B π   2  (49) βp – limitní úhel pro příčnou stabilitu [°] h – výška těžiště [m]

77

B – rozchod kol [m] U podélné stability se ještě rozlišuje zda se traktor pohybuje směrem ze svahu nebo směrem do svahu. Z momentových podmínek pak vycházejí vztah (50), který omezuje úhel stoupání (pracovní podmínky traktoru).

 c − r2 ⋅ ψ 

β dk := atan 



 d + r1 ⋅ ψ 

β zk := atan 



h





h

(50)

βdk – limitní úhel pro podélnou stabilitu (jízda do kopce) [°] βzk – limitní úhel pro podélnou stabilitu (jízda z kopce) [°] c – vzdálenost těžiště od zadní nápravy [m] d – vzdálenost těžiště od přední nápravy [m] h – výška těžiště [m] r2 – poloměr zadního kola [m] r1 – poloměr předního kola [m] ψ - součinitel valení [-] Z předchozích vztahů (49) a (50) pro daný traktor bez vnějšího zatížení tahovou silou a zrychlení vychází, že limitní velikost svahu je 44°. Na základě těchto a dalších podmínek lze stanovit pracovní oblast traktoru, která udává schopnost vyvinout potřebnou tahovou sílu na proměnlivém sklonu. Mezi omezující podmínky patří: − Mez řiditelnosti – Mez řiditelnosti, s přihlédnutím k vnějším silám (kromě odporu vzduchu), se vypočte podle vztahu (51). Při tomto a při všech ostatních výpočtech týkajících se traktoru autor vyjímá odpor vzduchu z toho důvodu, že při malých rychlostech, kterými se traktor pohybuje (5 – 10 km.h-1), je tento odpor zanedbatelný. F1tx

cos( β ) ⋅ c − sin( β ) ⋅ h − k ⋅ L − r2 ⋅ ψ f + tan ( α ) ⋅ e

⋅G

(51) − Mez možností motoru – Mezí možností motoru se rozumí schopnost traktorového motoru zdolat zvolené stoupání v závislosti na zvoleném převodovém stupni a jeho celkovém převodovém poměru včetně poloměru hnacích kol. η m ⋅ Mmax ⋅ ic r2

F2tx

− G ⋅ ( sin( β ) + cos( β ) ⋅ ψ )

1 + ψ ⋅ tan ( α )

(52) − Mez prokluzu – Ve většině případů je tato podmínka spolu s podmínkou řiditelnosti hlavní omezující. V polních podmínkách nastává situace, kdy motor je schopen dodat na kola dostatečnou hnací sílu, ale kola nejsou schopna přenést tuto sílu na podložku. Mez prokluzu je ovlivněna konstrukčním uspořádáním traktoru (pohon jedné 4x2 (53) nebo obou náprav 4x4 (54)) a velikostí limitního součinitele záběru (druh podložky a stav pneumatik).

((

G ⋅ ψ ⋅ r2 + sin( β ) ⋅ h + cos( β ) ⋅ d

µl

L F3tx

1 + tan ( α ) ⋅ ψ µl

)) − G ⋅ (sin(β ) + cos(β ) ⋅ ψ )

−

[ f + tan ( α ) ⋅ ( L + e ) ] L

(53)

78

F4tx

((

G ⋅ sin( β ) + cos( β ) ⋅ ψ − cos( β ) ⋅ µ l

))

tan ( α ) ⋅ µ l − ( 1 + tan ( α ) ⋅ ψ )

(54)

F1tx – tahová síla s omezením řiditelnosti [N] F2tx – tahová síla s omezením schopnosti motoru [N] F3tx – tahová síla s omezením konstrukce 4x2 [N] F4tx – tahová síla s omezením konstrukce 4x4 [N] G - hmotnost traktoru [kg] L - rozvor náprav [m] c - vzdálenost těžiště od zadní nápravy [m] d - vzdálenost těžiště od přední nápravy [m] e - vzdálenost závěsu od zadní nápravy [m] f - výška závěsu [m] h - výška těžiště [m] r2- poloměr zadního kola [m] ηm - mechanická účinnost převodů [-] ic – celkový převod [-] β – úhel stoupání [°] α – sklon tahové síly [°] Grafické zpracování je znázorněné na obrázku číslo 4.13, kde zeleně šrafována je pracovní oblast pro traktor 4x2 a fialově šrafována oblast pro traktor 4x4. Měřený traktor Zetor 8045 umožňuje obě konstrukční varianty.

Obr. 4.13 – Příklad pracovní oblasti traktoru pro 5. převodový stupeň 4.1.2.3 Vztah tahové síly a točivého momentu motoru Závislost tahové síly na točivém momentu motoru autor počítá podle vztahu (55), kde proměnnou je točivý moment v rozsahu od nulového do maximálního, který byl naměřen během měření vnější otáčkové charakteristiky Mmax = 315 Nm. Vztah tahové síly a momentu je vypočítán pro všechny převodové stupně s omezením tahové síly, která byla vypočtena při prokluzu. Prokluz je v tomto okamžiku roven jedné a je znázorněn na obrázku číslo 4.11. Pro uvedené tři druhy povrchu je maximální tahová síla: - strniště – Fmax = 31605 N, - oranice – Fmax = 22635 N, - beton – Fmax = 35925 N.

79

M ⋅ η m ⋅ ic Ftx

r2

− G ⋅ ( sin( β ) + cos( β ) ⋅ ψ ) 1 + ψ ⋅ tan ( α )

(55)

Ftx – tahová síla [N] M – točivý moment motoru [Nm] r2- poloměr zadního kola [m] ηm - mechanická účinnost převodů [-] ic – celkový převod [-] β – úhel stoupání [°] α – sklon tahové síly [°] ψ – součinitel valení [-] Fialovou barvou na obrázku číslo 4.14 je zobrazena závislost tahové síly na točivém momentu motoru bez omezení. Jedná se v podstatě o maximální možnou sílu, kterou je motor traktoru schopen vyvinout na kolech na daný převodový stupeň (100 kN – 1. převodový stupeň). Kola traktoru jsou však schopna na podložku přenést pouze omezenou sílu, která je znázorněna modrou barvou (dále se s ní pracuje ve stanovení virtuální tahové charakteristiky).

Obr. 4.14 - Závislost tahové síly na velikosti točivého momentu 4.1.2.4 Rychlost traktoru v závislosti na tahové síle První závislostí udávanou v tahových charakteristikách je závislost pojezdové rychlosti traktoru na velikosti tahové síly pro zvolené převodové stupně. v

2 ⋅ 3.6 ⋅ π ⋅ ( 1 − δ ) ⋅

n r2 ⋅ 60 ic

v – pojezdová rychlost [km.h-1] r2- poloměr zadního kola [m] δ - prokluz [-] ic – celkový převod [-] n – otáčky motoru [ot.min-1]

(56)

80

V tomto vztahu jsou proměnnou veličinou otáčky motoru, které jsou stanoveny z předchozích měření v rozsahu 0 až 2500 ot.min-1. Současně je proměnnou veličinou prokluz, který je dosazován podle otáček motoru a točivého momentu z vnější charakteristiky pro příslušný převodový stupeň.

Obr 4.15 - Závislost pojezdové rychlosti traktoru na otáčkách motoru při různých zařazených převodových stupních Uvedený obrázek číslo 4.15 znázorňuje pojezdovou teoretickou rychlost traktoru v´ v případě, kdy je prokluz kol nulový. Maximální teoretická rychlost traktoru je kolem 27 km.h-1. V případě zavedení prokluzu klesne tato rychlost na skutečnou maximální rychlost 25,5 km.h-1. Tahová závislost skutečné pojezdové rychlosti v na tahové síle je znázorněna na obrázku číslo 4.16.

Obr. 4.16 - Skutečná rychlost traktoru v závislosti na tahové síle

81

Vyšší převodové stupně umožňují vyšší pojezdové rychlosti, ale nabízejí menší tahovou sílu. Naopak nižší převodové stupně nabízejí vyšší tahovou sílu, ale nižší pojezdovou rychlost. Navíc u nižších převodových stupňů nelze využít celý rozsah vnější charakteristiky motoru, protože tahová síla je omezena v závislosti na prokluzu na strništi hodnotou 31605 N. Z hlediska obvykle požadovaných pracovních podmínek se zdá nejvýhodnější 3. až 5. převodový stupeň. 4.1.2.5 Tahový výkon v závislosti na tahové síle Tahový výkon stanovuje autor na základě známé tahové síly a skutečné pojezdové rychlosti traktoru. Ftx ⋅ Pt

v 3.6

1000

(57)

Pt – tahový výkon traktoru [kW] Ftx – tahová síla traktoru [N] v – skutečná pojezdová rychlost traktoru [km.h-1] Pro jednotlivé převodové stupně je tahový výkon znázorněn na obrázku číslo 4.17. Obalová křivka výkonů jednotlivých převodových stupňů určuje pro každou tahovou sílu maximální tahový výkon a velmi úzce souvisí s tahovou účinností. Bývá označována jako potenciální charakteristika traktoru Pp.

Obr. 4.17 - Tahový výkon traktoru v závislosti na tahové síle Zeleně šrafovaná místa představují ztráty, které jsou způsobeny konečným počtem převodových stupňů. V případě plynulých převodů tyto plošky odpadají a celé potenciální

82

pole je pokryto. Na velikost a počet ztrátových ploch má vliv rozložení a počet převodových stupňů, vhodný tvar přetěžovací větve vnější otáčkové charakteristiky, zejména velikost zálohy točivého momentu. Podobné obalové křivky lze nakreslit i pro předchozí skutečnou pojezdovou rychlost traktoru a pro spotřebu paliva se stejným závěrem jako v tomto případě u tahového výkonu. 4.1.2.6 Zpracování závislosti měřené spotřeby paliva Stanovení spotřeby paliva vychází z naměřené a vypočtené závislosti měrné spotřeby paliva na otáčkách a točivém momentu motoru, která je uvedena v kapitole 4.1.1.5 na obrázku číslo 4.10.

a)

b) Obr. 4.18 - Spotřeba paliva: a) v g.kWh-1, b) v Litr.h-1

83

V této ploše se na základě známé tahové síly, ze které autor získává potřebný točivý moment a na základě otáček motoru vyplývajících ze skutečné rychlosti traktoru nalezne bod a jemu odpovídající spotřeba paliva v g na kWh. Na základě vztahu (58) se vypočte spotřeba paliva v litrech za hodinu a je zobrazena na obrázku číslo 4.18. HS

(

)

MSP i , Me i ⋅

Pe ρ

(58) -1

HS – spotřeba paliva [Litr.h ] MSP(i,Mei) – měrná spotřeba paliva v předepsaném bodě [g.kWh-1] Pe – efektivní výkon motoru [kW] ρ - hustota paliva [kg.m-3] Průběh měrné spotřeby paliva MSP i hodinové spotřeby paliva HS je pro všechny převodové stupně v tahové charakteristice shodný. Pouze je jejich tvar rozložen do odpovídajícího rozsahu pracovní tahové síly příslušného převodového stupně. Tím pádem minimální měrná spotřeba paliva pro jednotlivé stupně odpovídá různě velké tahové síle. Je vhodné volit takový převodový stupeň, aby měrná spotřeba paliva byla nejmenší. Poslední významnou závislostí v tahové charakteristice traktoru je již dříve uvedená závislost velikosti prokluzu na tahové síle. 4.1.3 Vytvořená virtuální tahová charakteristika měřeného traktoru Z 8045 Na obrázku číslo 4.19 autor shrnuje virtuální tahovou charakteristiku traktoru Zetor 8045. Tahová charakteristika je získána na základě kvazistatické metody v kombinaci se stávající výpočtovou metodou. Kvazistatická měřící metoda umožnila poměrně snadné a rychlé získání celkové veličinové charakteristiky motoru, která definuje jeho pracovní schopnosti. Další parametry byly postupně na základě této naměřené charakteristiky vypočítány. Měřená tahová charakteristika za skutečných polních podmínek přináší nejobjektivnější informace, ale vzhledem ke své velké časové a prostorové náročnosti by mohla být v běžné servisní praxi nahrazena kombinací kvazistatické a výpočtové metody. Samostatná výpočtová metoda pracuje s tabulkovými a grafickým závislostmi naměřenými dříve a nepřináší tedy aktuální hodnoty technického stavu vznětového motoru. Tahovou charakteristiku získanou na základě uvedeného postupu by bylo možno použít pro snadné a rychlé porovnání s tahovou charakteristikou nového traktoru a posloužila by k rozhodnutí, zda provést s ohledem na získané výsledky změny v nastavení, aby bylo dosaženo bezpečné, ekonomické a ekologicky přívětivé práce stroje. Velmi zajímavou možností, která z předchozího vyplývá by byla simulace pracovního nasazení na libovolném pozemku, který by byl modelován podle skutečné předlohy. Po uskutečnění jízdy s různými pracovními nástroji by pak bylo možno odpovědět na otázku velikosti spotřeby paliva a vyprodukovaných škodlivých emisních složek výfukových plynů při porovnávání různých typů traktorů. Na základě tohoto porovnání by bylo možno vyslovit závěr, který traktor je pro dané pracovní podmínky a určené nasazení nevhodnější s ohledem na velikost spotřeby paliva, vyprodukovaných emisí a tím ohleduplnější k životnímu prostředí. Tento problém řeší autor v kapitole 4.2 této práce. Problém je řešen pouze z pohledu spotřeby paliva, ale autor předpokládá, že při vhodné volbě měřících přístrojů bude také zcela bezproblémové vyhodnocení produkce emisních složek a v pozdější době také vyhodnocení spotřeby paliva přímo z produkce emisních složek výfukových plynů vznětového spalovacího motoru.

84

Obr. 4.19 - Celková tahová charakteristika traktoru Z 8045

85

4.1.4 Problematika účinnosti traktoru Z 8045 Jednotlivé druhy účinností a celková tahová účinnost jsou uvedeny v obrázku číslo 4.20. Nejvyšší celkové tahové účinnosti 67,9 % je dosaženo při velikosti tahové síly 17,2 kN. Pro práci traktoru je z tohoto hlediska nejvhodnější zatížení blížící se právě této hodnotě tahové síly. V modelování práce traktoru na simulovaném pozemku je právě s tímto ohledem volen tříradličný pluh Servo 25 jehož odpor a tedy potřebná tahová síla se pohybuje v rozmezí 18 – 19 kN.

Obr. 4.20 - Účinnost traktoru Zetor 8045

4.2 Návrh simulace jízdy traktoru Z 8045 na modelovaném pozemku Jako vstupní hodnoty pro tuto simulaci slouží parametry získané v předchozí kapitole číslo 4.1 pro stanovení virtuální tahové charakteristiky traktoru Z 8045. Kromě tahové charakteristiky je potřeba znát další závislosti proměnných provozních parametrů a konkrétní hodnoty konstantních parametrů: - charakteristiku spotřeby paliva a produkce emisních složek získanou na základě kvazistatického měření, - parametry pozemku (sklon svahu, rozměry apod.), - podmínky pracovního nasazení (vlhkost zeminy a s ní související velikost odporu půdy), - volba převodového stupně řidičem, nastavení otáček motoru, systém jízdy na modelovaném pozemku apod. 4.2.1 Tvorba modelovaného pozemku Vzhledem k moderní měřící technice je získání údajů o skutečném pozemku poměrně snadnou záležitostí. S úspěchem lze použít měřící techniku založenou na principu GPS s jejíž pomocí se zjistí velikost pole a také jeho sklon. V následující simulaci autor pozemek pouze simuluje a neodpovídá to tedy žádnému skutečnému pozemku. Zatím se jedná o návrh metody, kterou bude třeba později ověřit v praxi. Rozměr pozemku je volen jako čtvercový o straně 1 km (velikost pozemku je 100 hektarů).

86

Vlastní návrh pozeku je zapsán do matice o 10000 buňkách a příklad je na obrázku 4.21. V matici jsou vepsány převýšení proti základní hodnotě. Vzhledem k tomu, že má matice pouze 10000 buněk, tak je nutné ji vhodným způsobem interpolovat, aby z původní nespojité plochy na obrázku číslo 4.22 vznikla plocha spojitá na obrázku číslo 4.24.

Obr. 4.21 - Část matice zadaných hodnot převýšení

Obr. 4.22 - Nespojitá plocha modelovaného pozemku

Obr. 4.23 - Upravené matice pro použití interpolačních funkcí K vytvoření spojité plochy pozemku autor používá funkce programu Mathcad 2001 Professional INTERP doplněné funkcí CSPLINE. Pro použití těchto funkcí je třeba vstupní

87

hodnoty z původní matice Pozemek upravit do tvaru na obrázku číslo 4.23, kde RPxy jsou velikosti stran pozemku v rozsahu od 0 do 1000 metrů. Matice RP představuje vybrané parametry převýšení pozemku z původní matice. Po této úpravě lze použít níže uvedenou rovnici (59) pro interpolaci pozemku, kde rp představuje hodnotu řádku v matici Pozemek a sl hodnotu sloupce v téže matici. Výsledkem interpolace je spojitá plocha pozemku na obrázku číslo 4.24.   rp  RP ( rp , sl) := interp cspline ( RPxy , RP) , RPxy , RP ,     sl  (59)

Obr. 4.24 - Spojitá plocha pozeku Uvedený pozemek je smyšlený, ale stejným způsobem by bylo možné i naměřená data ze skutečného pozemku proložit, aby v každém bodě byly potřebné informace pro simulaci. 4.2.2 Systém práce traktoru na modelovaném pozemku Systémem práce na modelovaném pozemku se rozumí způsob jízdy traktoru volený řidičem. Pro simulovaný pozemek autor volí dva způsoby jízdy: - podél – jízda v řádku pozemku přes terénní vlny, - napříč – jízda ve sloupci pozemku podél terénních vln. V obou případech autor předpokládá, že jízda probíhá přes celý pozemek. Způsob otáčení a nájezd do další pracovní řádky autor v následující simulaci vynechává stejně jako problematiku překrývání při obracení. Pokud se bude respektovat otáčení na pozemku a vzájemné překrývání pracovní plochy nástroje, tak dojde ke změně měrné i celkové spotřeby paliva. Suma celkové spotřeby paliva se bude zvyšovat, ale vhodnou volbou systému jízdy lze jízdní spotřebu snižovat v závislosti na velikosti překrytí, což je zobrazeno na obrázku číslo 4.25. V tomto případě traktor obrací takovým směrem, aby během obrátky směřoval jízdu z kopce a nikoliv do kopce, kdy vzroste nejen celková spotřeba paliva, ale také jízdní spotřeba paliva. Způsob překrývání a otáčení je závislý na volbě řidiče a na složitosti rozměrů pozemku a proto jej autor v práci zanedbává. Pokud řidič dodrží běžné překrytí, tak systematická chyba celkové spotřeby paliva by v závislosti na tvaru a velikosti pozeku neměla překročit 5 % z celkové spotřeby paliva. Jízdní spotřeba paliva (l.100km-1) by potom byla se systematickou chybou menší než 2 %.

88

Z uvedeného důvodu pracuje traktor na pozemku v systému jízd tam a zpět. Pracovně je tedy jízda traktoru rozdělena na jízdu TAM (dále indexovanou Xt) a jízdu ZPĚT (dále indexovanou Obr. 4.25 – Změna spotřeby paliva v závislosti na velikosti překrytí Xz). Následující body rozpracovávají jednotlivé potřebné hodnoty pozeku i traktoru s cílem kumulovat spotřebu paliva. Jak již autor zmínil, předpokládá se pozdější rozvinutí metody na kumulování emisních složek výfukových plynů, což by současně umožnilo příjemnější měření spotřeby paliva. 4.2.2.1 Volba pracovního nástroje Jako pracovní nástroj autor pro simulaci zvolil tříradličný nesený pluh Servo 25-302 s plnými odhrnovačkami zobrazený na obrázku číslo 4.26. Jeho pracovní parametry jsou: - počet těles, pr = 3 - vzdálenost těles, vr = 1,02 m - výška rámu, vrp = 0,72/0,78 m - rozměry rámu, rr .. 0,1 x 0,1 m - pracovní záběr tělesa, zr = 0,36 m - hloubka orby, ho = 0,25 m - hmotnost s plnými odhrnovačkami, Hn = 751 kg

Obr. 4.26 - Použitý pluh Servo 25

89

Z uvedeného vyplývá, že jako pracovní šířka celého pluhu je pro modelování 1 m, když se zvolí malé překrytí radliček pluhu. Tato hodnota je označována jako ps a pro další výpočet je velmi důležitá, protože předurčuje počet jízd tam a zpět. S užitím šířky pluhu ps a zvoleného Kroku jsou stanoveny počty a položení měřících bodů. Krok představuje předpokládanou délku jízdy při stále stejných vstupních i výstupních parametrech. Jedná se o omezující parametr výpočtu z hlediska množství dat, která jsou nutná ke zpracování a vyžadují výkonnou výpočetní techniku. Krok

10

ps

1

rpt 0 , ps⋅ 2 .. 1000 sp 0 , Krok .. 1000

rpz

ps , 2 ⋅ 1.5ps .. 1000 − ps

(60)

rpt – řádek pole při jízdě TAM rpz – řádek pole při jízdě ZPĚT sp – sloupec pole Krok roven 10 (60) znamená, že v průběhu 10 metrů je příslušný parametr konstantní a množství bodů je tak výrazně sníženo. Uvedené tři druhy indexů (rpt, rpz, sp) jsou platné pro celý výpočet. 4.2.2.2 Sklon svahu a úhel klesání nebo stoupání modelovaného pozemku Při stanovení úhlu stoupání a sklonu svahu vychází autor z porovnání dvou sousedních hodnot s předem zvoleným krokem. Krokem je zvoleno 10 m. Čím kratší je Krok, tím je výpočet přesnější, ale současně se také neúměrně protahuje. 10 m je 1 % celkové délky pole. Sklon svahu ve stupních nebo v procentech se vypočte podle vztahů (61) a (62), ze kterých je nutno jednoduchou úpravou získat odpovídající hodnoty pro jízdu traktoru na poli směrem TAM a směrem ZPĚT.  RP ( rp , sp + Krok) − RP ( rp , sp)  ⋅ 180 β ( rp , sp) := atan  Krok   π (61) Ss( rp , sp) := 100⋅

RP ( rp , sp + Krok) − RP ( rp , sp) Krok

(62)

β(rp,sp) – odpovídající hodnota sklonu svahu [°] Ss(rp,sp) – odpovídající hodnota sklonu svahu [%] RP(rp,sp+Krok) a RP(rp,sp) – převýšení příslušných bodů pole [m] 180/π - převod z radiánů na stupně Jednoduchou úpravou se rozumí pouze použití znaménka mínus při výpočtu u sklonu svahu pro směr ZPĚT. Znaménko plus „+“ představuje jízdu traktoru do kopce a znaménka mínus „-“ z kopce. Rozdíl uvedených hodnot pro oba směry je zobrazen na obrázku číslo 4.27 podle vztahů (63). Obrázek vykrajuje z plošné charakteristiky pouze dvě žebra, která spolu těsně sousedí.

( ) ( ) β z ( rpz , sp) := −β ( rpz , sp)

β t rpt , sp := β rpt , sp

( ) ( ) Ssz ( rpz , sp) := −Ss( rpz , sp)

Sst rpt , sp := Ss rpt , sp

(63)

Výsledné prostorové zpracování je zobrazeno pro cestu TAM a ZPĚT v obrázku číslo 4.28. Zobrazeny jsou úhly sklonu svahu ve stupních. Sklon svahu v procentech vypadá obdobně.

90

Obr. 4.27 - Dvě žebra pro úhel sklonu svahu ve stupních ve směru TAM a ZPĚT

a)

b) Obr. 4.28 - Sklon svahu ve stupních: a) pro směr TAM, b) pro směr ZPĚT 4.2.2.3 Stanovení odporu pracovního nástroje Odpor pracovního nástroje je stanoven podle vztahu (63). V tomto případě autor pro pluh zanedbává odpor vyhrnovačky. ON ( rp , sp)

k0 ⋅ ho ⋅ zr ⋅ pr

(63)

ON(rp,sp) – odpor pluhu [N] k0 – průměrný měrný odpor půdy [N.cm-2] ho – hloubka orby [cm] zr – záběr radlice [cm] pr – počet radlic pluhu [-] Stav půdy je popsán v koeficientu průměrného měrného odporu půdy. Uvedený vztah (63) počítá s tím, že se měrný odpor půdy po celé ploše pozemku nemění a je konstantní.

91

V případě, že tomu tak není, lze vytvořit přesný popis rozložení měrného odporu ve funkci k0(rp,sp), která by definovala měrný odpor půdy v každém místě pozemku. S uvedeným zjednodušením konstantního koeficientu měrného odporu půdy souvisí i konstantní velikost odporu pluhu, která je zobrazena na obrázku číslo 4.29.

Obr. 4.29 - Odpor pracovního nářadí 4.2.2.4 Stanovení odporu stoupání Odpor stoupání úzce souvisí s dříve uvedenými úhly sklonu svahu a jejich rozdělením na cestu TAM a ZPĚT. Z níže uvedených vztahů (64) autor zpracoval obrázek velikosti odporu stoupání číslo 4.30. V uvedených vztazích je tíha traktoru ještě zvýšena o tíhu pracovního nářadí.

(

)

(

 π ⋅ β rp , sp  ( )  180 t t (64)  π ⋅ β rp , sp  ( G + Gn) ⋅ sin ( ) z z  180  OSt(rpt,sp) – odpor stoupání ve směru TAM [N] OSz(rpz,sp) – odpor stoupání ve směru ZPĚT [N] G – tíha traktoru [N] Gn – tíha nesené části pracovního nářadí [N] βt,z(rpt,z,sp) – úhel sklonu svahu [°] π/180 – převod stupňů na radiány (požadavek programu MathCad)

( G + Gn) ⋅ sin

OSt rpt , sp

)

OSz rpz , sp

a)

92

b) Obr. 4.30 - Odpor stoupání: a) ve směru TAM, b) ve směru ZPĚT 4.2.2.5 Stanovení odporu valení K výpočtu odporu valení slouží obecný vztah (65), skládající se ze dvou částí, získaný na základě momentových podmínek.  π ⋅ β ( rp , sp)  + ψ ⋅ tan  α ⋅ π  ⋅ ON ( rp , sp) OV ( rp , sp) ( G + Gn) ⋅ ψ ⋅ cos   180   180  (65) OV(rp,sp) – odpor valení [N] G – tíha traktoru [N] Gn – tíha pracovního nářadí [N] Ψ – součinitel odporu valení [-] β(rp,sp) – úhel sklonu svahu [°] π/180 – převod stupňů na radiány (požadavek programu MathCad) ON(rp,sp) – odpor nářadí [N] α – sklon tahové síly [°] Druhá polovina vztahu je ve zvoleném případě nulová, protože nastavení úhlu sklonu tahové síly α se pro jednoduchost návrhu předpokládá, že má nulovou hodnotu. Výsledná síla odporu valení je znázorněná v prostoru celého pozemku na obrázku číslo 4.31.

Obr. 4.31 - Odpor valení Ostatní jízdní odpory jako je odpor vzduchu a odpor zrychlování jsou zanedbány. Odpor vzduchu z důvodu malé rychlosti traktoru (pracovní rychlost do 10 km.h-1), která se na výsledném jízdním odporu neprojeví více jak 1 %. Odpor zrychlení autor také zanedbává

93

z důvodu předpokládané konstantní jízdní rychlosti. Jízdní rychlost není v celém rozsahu pozeku konstantní, ale její změny a vliv na celkový odpor jsou zanedbatelné. 4.2.2.6 Stanovení celkového jízdního odporu při jízdě na modelovaném pozemku Celkový jízdní odpor se získá součtem všech předchozích jízdních odporů. V případě traktoru odporu pracovního nářadí, odporu stoupání a odporu valení.

( (

)

(

)

(

)

(

)

COt rpt , sp ON rpt , sp + OSt rpt , sp + OV rpt , sp COz rpz , sp ON rpz , sp + OSz rpz , sp + OV rpz , sp

)

(

)

(

)

(

)

(66)

COt(rpt,sp) – celkový odpor jízdy ve směru TAM [N] COz(rpz,sp) – celkový odpor jízdy ve směru ZPĚT [N] ON(rp,sp) – odpor pluhu [N] OSt(rpt,sp) – odpor stoupání ve směru TAM [N] OSz(rpz,sp) – odpor stoupání ve směru ZPĚT [N] OV(rp,sp) – odpor valení [N] Velikost celkového jízdního odporu traktoru na obrázku číslo 4.32 po přenosu na klikový hřídel motoru udává potřebný točivý moment motoru na jeho překonání.

a)

b) Obr. 4.32 - Velikost celkového jízdního odporu traktoru: a) ve směru TAM, b) Ve směru ZPĚT Na následujícím obrázku číslo 4.33 je prostorová závislost převedena do dvojrozměrné závislosti pro vybraná žebra pozeku. První čtyři pětiny žebra jsou pro směr TAM a stejně tak pro směr ZPĚT shodná a liší se teprve poslední pětinou. K překrytí dochází v důsledku tvaru

94

modelovaného pozemku. V první části jsou příčné pruhy a teprve poslední část je šroubovitě zakřivená.

Obr. 4.33 - Celkový jízdní odpor pro zvolená žebra 4.2.2.7 Stanovení potřebného točivého momentu motoru V závislosti na velikosti celkového jízdního odporu a zvoleném převodovém stupni je vypočítaný potřebný točivý moment podle vztahů (67) pro směr TAM a ZPĚT.

(

)

Mm t rpt , sp

(

)

COt rpt , sp ⋅ r2

(

)

ict rpt , sp ⋅ η m

(

)

Mm z rpz , sp

(

)

COz rpz , sp ⋅ r2

(

)

icz rpz , sp ⋅ η m

(67)

Mmt(rpt,sp) – potřebný točivý moment motoru ve směru TAM [Nm] Mmz(rpz,sp) – potřebný točivý moment motoru ve směru ZPĚT [Nm] COt(rpt,sp) – celkový odpor jízdy ve směru TAM [N] COz(rpz,sp) – celkový odpor jízdy ve směru ZPĚT [N] r2- poloměr zadního kola [m] ηm - mechanická účinnost převodů [-] ict(rpt,sp) – vybraný převodový stupeň ve směru TAM [-] icz(rpz,sp) – vybraný převodový stupeň ve směru ZPĚT [-] V závislosti na získaném celkovém jízdním odporu a zvoleném pátém rychlostním stupni je velikost potřebného točivého momentu znázorněna na obrázku číslo 4.34.

a)

95

b) Obr. 4.34 - Potřebný točivý moment motoru: a) ve směru TAM, b) Ve směru ZPĚT Aby nedošlo k překročení maximálního točivého momentu motoru je jeho skutečná velikost s touto hodnotou neustále kontrolována. Z praktického hlediska, které vychází z předchozích obrázků číslo 4.9 a 4.10, je vhodnější a programově možné nespecifikovat napevno zvolený převodový stupeň, ale provádět jeho neustálou kontrolu tak, aby se točivý moment motoru pohyboval v úzkém pásmu kolem minimální měrné spotřeby paliva. Řidiči traktoru by mohly být v tomto směru poskytovány informace ve formě doporučení přeřadit na výhodnější převodový stupeň z hlediska optimalizace spotřeby paliva. Podobným způsobem bude pravděpodobně možné optimalizovat i emise výfukových složek. Následující postup je modelem pro optimalizaci spotřeby paliva. Nejmenší měrné spotřeby paliva dosahuje motor traktoru Zetor 8045 při otáčkách minN = 1714 ot.min-1 a točivém momentu minM = 180 Nm. Předběžně je stanoveno povolené pásmo rozsahu točivého momentu 20 % od hodnoty minM (144 až 216 Nm). V případě, že točivý moment na klikovém hřídeli motoru vystoupí z této oblasti, tak je řidiči doporučena změna na výhodnější nižší nebo vyšší převodový stupeň. První převodový stupeň autor vybírá na základě střední hodnoty celkového jízdního odporu ve vybrané části pozemku. Matice is v prvním sloupci shrnuje celkové převodové poměry a ve druhém sloupci odpovídající převodový stupeň. Na základě vztahů (68) Zc je vypočten přibližný převodový poměr Zc = 103.467. Podle tohoto převodového poměru je vybrán skutečný vyšší převodový stupeň z matice is, isp = 89,26, což je 4. převodový stupeň. Tento stupeň se pak v dalším algoritmu (69) výpočtu kontroluje a navrhuje se jeho změna řidiči.

 260.4   165.21  103.98   89.26 is  73.03   56.63  35.65   25.04

∑ COt(500 , sp)

1 2

sp

COs⋅ r2

3

COs

4

Zcp° , 0

if isp° , 0 > Zc , 0 , isp° , 0

Zcp° , 0

if Zc

Z

isp

isZ− 1 , 0 isp

89.26

is°

isZ−1 , 1 is°

4



5  6 7 8

Zc

100

Zc

( (

minM ⋅ η m

Zc

103.467

)

Zc

max ( Zc)

Zc

89.26

)

Zc

max ( Zc)

Zc

4

isp° , 0 , isp° , 1 , 0

(68)

is – matice převodových stupňů [-, °] COs– střední hodnota jízdního odporu [N] COt(500,sp) – jízdní odpor v řádku 500 ve směru TAM [N] minM – točivý moment při minimální měrné spotřebě paliva [Nm]

96

r2- poloměr zadního kola [m] ηm - mechanická účinnost převodů [-] isp – vybraný převodový poměr [-] is°– vybraný převodový stupeň [°] Takto vybraný převodový stupeň je pro začátek algoritmu doporučen jako výchozí v celém rozsahu pole a znázorněn na obrázku 4.35.

Obr. 4.35 - Převodový stupeň před úpravou na celém poli pro oba směry jízdy Následující algoritmus (69) kontroluje velikost točivého momentu motoru. V případě, že jsou překročeny spodní hranice PMmin = 144 Nm nebo horní hranice PMmax = 216 Nm je změněn převodový stupeň nahoru nebo dolů. Po ukončení první kontroly je znovu vypočítán točivý moment. Celý cyklus se třikrát opakuje, takže je umožněn rozsah převodových stupňů při prvním zvoleném 4. od 1. do 7.

( ) if (Mmt(rpt , sp) > PMmax , is°t(rpt , sp) − 1 , is°t(rpt , sp)) is°t ( rpt , sp) if ( Mm t ( rpt , sp) < PM min , is°t ( rpt , sp) + 1 , is°t ( rpt , sp) ) is°z ( rpz , sp) if ( Mm z ( rpz , sp) > PM max , is°z ( rpz , sp) − 1 , is°z ( rpz , sp) ) is°z ( rpz , sp) if ( Mm z ( rpz , sp) < PM min , is°z ( rpz , sp) + 1 , is°z ( rpz , sp) ) ispt ( rpt , sp) is ispz ( rpz , sp) is is°t ( rpt , sp) − 1 , 0 is°z ( rpz , sp) − 1 , 0 COt ( rpt , sp) ⋅ r2 COz ( rpz , sp) ⋅ r2 Mm t ( rpt , sp) Mm z ( rpz , sp) ispt ( rpt , sp) ⋅ η m ispz ( rpz , sp) ⋅ η m is°t rpt , sp

(69)

Mmt(rpt,sp) – potřebný točivý moment motoru ve směru TAM [Nm] Mmz(rpz,sp) – potřebný točivý moment motoru ve směru ZPĚT [Nm] is°t(rpt,sp) – převodový stupeň ve směru TAM [°] is°z(rpz,sp) – převodový stupeň ve směru ZPĚT [°] r2- poloměr zadního kola [m] ηm - mechanická účinnost převodů [-] ispt(rpt,sp) – celkový převodový poměr ve směru TAM [-] ispz(rpz,sp) – celkový převodový poměr ve směru ZPĚT [-] V případě, že se nechá tento algoritmus třikrát zopakovat, dosáhne se následující postupné změny točivého momentu na obrázku číslo 4.36.

97

a)

b)

c)

98

d) Obr. 4.36 - Změna točivého momentu ve vybraných částech související se změnou převodového stupně: a) před úpravou, b) první, c) druhý a d) třetí stupeň algoritmu V případě, že je pásmo příliš úzké nastane situace, že se algoritmus nemůže rozhodnout který převodový stupeň vybrat. Takový příklad je v předchozím obrázku u hodnoty sp = 615, kde na jeden převodový stupeň je dosahován točivý moment 139 Nm a na druhý 222 Nm. Obě tyto hodnoty nespadají do předem určené oblasti. Závisí to nejen na šířce zvolené oblasti minimální měrné spotřeby paliva, ale také na množství převodových stupňů.

a)

b) Obr. 4.37 - Převodové: a) stupně, b) poměry

99

Poslední obrázek číslo 4.36d) je konečnou úpravou točivého momentu na klikovém hřídeli. Tento moment je po motoru požadován na vykonání práce. Se změnou točivého momentu se změnily také vstupní hodnoty zvolených zařazených převodových stupňů a s tím souvisejících převodových poměrů na obrázku číslo 4.37. Původní navrhovaný 4. převodový stupeň byl v některých případech nahrazen převodovým stupněm 3. 4.2.2.8 Stanovení otáček motoru Otáčky motoru jsou stanovovány na základě potřebného točivého momentu a odpovídajícího převodového stupně. Autor vychází z nalezených otáček při minimální měrné spotřebě paliva minN = 1714 ot.min-1 a ze sklonu regulátorové charakteristiky. Sklon regulátorové charakteristiky je charakterizován rovnicí (70), která je získána na základě těchto údajů: - podle vnější otáčkové charakteristiky jsou vybrány hodnoty otáček vyskytující se v regulátorové větvi nr, - k těmto bodům jsou přiřazeny odpovídající hodnoty točivého momentu motoru Mme(nr), - je vybráno 5 bodů a těmito body je proložená regresní polynomická rovnice np na základě funkcí MathCadu Given a Find, které naleznou odpovídající konstanty rovnice Kk (k1 až k5).

 2240   2280    Mme ( nr) = nr := 2320    2360   2400   M := Mme ( nr)

Kk =

(70) 4

3

2

np := k1 ⋅ M + k2 ⋅ M + k3 ⋅ M + k4 ⋅ M + k5

nr – zvolené body otáček pro regresi [ot.min-1] Mme(nr) – odpovídající točivý moment pro zvolené body [Nm] Kk – vypočtené koeficienty rovnice [-] np – regresní rovnice regulátorové větve [ot.min-1] Na základě takto získané rovnice se opačným postupem, tedy s otázkou, jak velký má být koeficient k5, aby tato regresní rovnice procházela bodem minimální spotřeby paliva stanoví otáčky motoru, které se nastaví na ručním plynu. Výpočtem je stanovena hodnota otáček nz = 1799 ot.min-1, které musí řidič nastavit na palivovém pedálu. Spolu s první omezující podmínkou momentu se pak traktor pohybuje v úzkém pásmu minimální měrné spotřeby paliva. Hodnoty otáček motoru jsou podle vztahu (71) znázorněny na obrázku číslo 4.38 a 4.39.

(

)

(

)4 + k2⋅ Mmt(rpt , sp)3 + k3⋅ Mmt(rpt , sp)2 + k4⋅ Mmt(rpt , sp) + nz

nvt rpt , sp := k1 ⋅ Mm t rpt , sp

(

)

(

)4 + k2⋅ Mmz (rpz , sp)3 + k3⋅ Mmz (rpz , sp)2 + k4⋅ Mmz (rpz , sp) + nz

nvz rpz , sp := k1 ⋅ Mm z rpz , sp

nvx(rpx,sp) – otáčky motoru ve směru TAM a ZPĚT [ot.min-1] Mmx(rpx,sp) – točivý moment motoru v obou směrech [Nm] nz – hodnota otáček nastavená na ručním plynu [ot.min-1]

(71)

100

a)

b) Obr. 4.38 - Otáčky motoru: a) ve směru TAM, b) ve směru ZPĚT Pro lepší názornost jsou na dalším obrázku číslo 4.39 znázorněna vybraná žebra otáček pro směr TAM a ZPĚT.

Obr. 4.39 - Vybraná žebra otáček Může nastat případ, který vylučuje použití výše uvedené rovnice. To je případ, kdy zatížení motoru dostoupí vnější charakteristiky. Dále už nepracuje regulátorová charakteristika, ale traktor se pohybuje na své vnější charakteristice. Pro tuto regresní rovnici a vnější charakteristiku je to bod n = 1596 ot.min-1 a M = 255 Nm.

101

Tento uvedený případ může nastat pokud nejsou konstrukcí správně voleny převodové poměry jednotlivých stupňů nebo u prvního převodového stupně v případě vzrůstajícího zatížení. Teoreticky je tento bod vzhledem k prokluzu kol na podložce nedosažitelný. V případě, že by tento případ nastal to autor řeší pomocí přepočítávající charakteristiky otáček nb(n), která je zobrazena na obrázku číslo 4.40.

Obr. 4.40 - Přepočítávající charakteristika otáček nb(n) Zvýrazněný bod v obrázku udává hodnotu otáček, kdy se právě shodují otáčky podle regulátorové a vnější charakteristiky n = 1596 ot.min-1. Zajímavé je sledovat bod maximálního točivého momentu, který je dosažen při 850 ot.min-1 motoru. Při nerespektování tohoto pravidla by vznikla značná chyba výsledku, protože rovnice regulátorové charakteristiky pro tento bod předepisuje přibližně 1550 ot.min-1. 4.2.3 Stanovení spotřeby paliva na modelovaném pozemku V případě, že jsou pro každý bod pozemku známy otáčky i točivý moment motoru, lze na základě získané celkové veličinové charakteristiky motoru na obrázku číslo 4.10 snadno pomocí funkce (72) získat odpovídající měrné spotřeby paliva zobrazené na obrázku číslo 4.41.

( ) MSP z ( rpz , sp) MSP t rpt , sp

( ( ) ( )) MSP ( nvz ( rpz , sp) , Mm z ( rpz , sp) )

MSP nvt rpt , sp , Mm t rpt , sp

(72)

MSPx(rpx,sp) – měrná spotřeba paliva [g.kWh-1] nvx(rpx,sp) – otáčky motoru [ot.min-1] Mmx(rpx,sp) – točivý moment motoru [Nm]

a)

102

b) Obr. 4.41 - Měrná spotřeba paliva: a) ve směru TAM, b) ve směru ZPĚT Stanovení spotřeby paliva v litrech za hodinu, v cm3 nebo v litrech na 100 km se vypočte podle vztahů (73). K výpočtu hodinové spotřeby je použita měrná spotřeba paliva stanovená výše pro odpovídající segment pozemku. Zobrazena je na obrázku číslo 4.42.

(

)

HSPz rpz , sp

(

)

HSPt rpt , sp

π 30 ⋅ 1000⋅ ρ π 30 ⋅ 1000⋅ ρ

(

)

(

)

(

)

⋅ MSP z rpz , sp ⋅ Mm z rpz , sp ⋅ nvz rpz , sp

(

)

(

)

(

)

(73)

⋅ MSP t rpt , sp ⋅ Mm t rpt , sp ⋅ nvt rpt , sp

HSPx(rpx,sp) – hodinová spotřeba paliva [Litr.h-1] MSPx(rpx,sp) – měrná spotřeba paliva [g.kWh-1] Mmx(rpx,sp) – točivý moment motoru [Nm] nvx(rpx,sp) – otáčky motoru [ot.min-1] ρ – měrná hmotnost paliva [kg.m-3]

Obr. 4.42 – Hodinová spotřeba paliva: a) ve směru TAM, b) ve směru ZPĚT

103

Pro stanovení spotřeby paliva v cm3 nejprve autor vypočítává skutečnou rychlost traktoru (74), která vychází ze zjištěných otáček motoru nv. Do vztahu je také zaveden prokluz, který je stanoven v kapitole při stanovování virtuální tahové charakteristiky.

(

)

vvpt rpt , sp

nvt ( rpt , sp)   r2 ⋅   60 (1 − δt(rpt , sp)) ⋅  2 ⋅ 3.6 ⋅ π ⋅ ic 

(74) nvz ( rpz , sp)   r2 ⋅   60 vvpz ( rpz , sp) ( 1 − δ z ( rpz , sp) ) ⋅  2 ⋅ 3.6 ⋅ π ⋅ ic   vvpx(rpx,sp) – skutečná rychlost traktoru [km.h-1] δx(rpx,sp) – prokluz traktoru [-] nvx(rpx,sp) – otáčky motoru [ot.min-1] r2 – poloměr hnacích kol [m] ic – celkový převodový poměr [-] Spotřeba paliva v cm3 se potom vypočte podle vztahů (75) a je zobrazená na obrázku číslo 4.43.

(

( ) ) vvp (rp , sp) ⋅ Krok t t

Sgt rpt , sp

HSPt rpt , sp

(

)

Sgz rpz , sp

( ) ⋅ Krok vvpz ( rpz , sp)

HSPz rpz , sp

(75)

Sgx(rpx,sp) – spotřeba paliva [cm3] HSPx(rpx,sp) – hodinová spotřeba paliva [Litr.h-1] vvpx(rpx,sp) – rychlost traktoru [km.h-1] Krok – velikost kroku [m]

Obr. 4.43 – Spotřeba paliva v cm3: a) ve směru TAM, b) ve směru ZPĚT

104

4.2.4 Stanovení celkové spotřeby paliva na celém pozemku Pomocí následujících vztahů (76 až 79) stanovuje autor spotřebu paliva v celém rozsahu pozemku pouze s dříve uvedeným omezením. Tím je nezahrnutí dráhy potřebné na otočení traktoru, která se projeví prodloužením časů, zvýšením celkové spotřeby paliva a prodloužením doby na provedení orby celého pozemku. Traktor během orby s použitým pluhem Servo 25-302 ujede celkovou vzdálenost L rovnu 1000 km. 1000

L

ps

(76) L – dráha ujetá traktorem [m] ps – šířka záběru pluhu [m] Na provedení orby ne celém pozemku potřebuje čas T kolem 239 hodin. Výpočet času na projetí jednoho segmentu a celkového času na pole je uveden ve vztazích (77).

(

3.6 ⋅ Krok

)

Tt rpt , sp

T

∑∑

(

(

)

vvpt rpt , sp

(

)+

Tz rpz , sp

rpz sp

3600

3.6 ⋅ Krok

)

Tz rpz , sp

∑∑

(

(

)

vvpz rpz , sp

)

(77)

Tt rpt , sp 3600

rpt sp

T – celkový čas na provedení práce [h] Tx(rpx,sp) – potřebný čas na projetí určitého segmentu [s] vvpx(rpx,sp) – rychlost traktoru [km.h-1] Sumarizovanou spotřebu paliva v litrech SP a v gramech SG stanovuje autor na základě (78). V litrech se sumarizovaná spotřeba pohybuje kolem 2270 a v gramech kolem 1900000. SP

∑∑ rpz sp

SG

(

)+

Sg z rpz , sp 1000

∑∑

(

)

Sgt rpt , sp

rpt sp

1000

(78)

SP ⋅ ρ

SP – celková spotřeba paliva [Litr] SG – spotřeba paliva [g] ρ – měrná hmotnost paliva [kg.m-3] Sgx(rpx,sp) – spotřeba paliva [cm3] Spotřeba paliva v litrech za hodinu SMH, v gramech za hodinu SGH a v litrech na 100 km SSK se potom vypočte podle vztahů (79). SMH

SP T

SGH

SG T

SSK

100⋅ SP L

(79) SMH – spotřeba paliva [Litr.h-1] SGH – spotřeba paliva [g.h-1] SSK – spotřeba paliva [Litr.100km-1] SP – celková spotřeba paliva [Litr] SG – spotřeba paliva [g] T – celkový čas na provedení práce [h] L – dráha ujetá traktorem [m] U uvedeného traktoru se spotřeba paliva SMH pohybuje kolem 10 litrů za hodinu, SGH kolem 8000 gramů za hodinu a SSK kolem 228 litrů na 100 ujetých kilometrů. Konkrétní

105

hodnoty spotřeby kapitole 4.2.5.

paliva

za

různých

vstupních

podmínek

autor

uvádí

v

4.2.5 Výsledky simulace v různých systémech jízdy V této části shrnuje autor výsledky modelované práce traktoru za podmínek orby se zaměřením na spotřebu paliva. Jak bylo dříve uvedeno jsou pro jednoduchost navrženy dva systémy jízdy a to napříč a podél terénních vln zobrazených na obrázku číslo 4.44.

Obr. 4.44 – Vyznačení pohybu napříč a podél vln V obou systémech je spotřeba paliva porovnávána při různých volbách převodového stupně řidičem. V některých případech je řazení převodových stupňů zcela vyloučeno a traktor absolvuje celý cyklus orby na jediný převodový stupeň. Dále autor porovnává možnosti nastavení šířky pásma, které omezuje vhodné pracovní podmínky a pokud z tohoto pásma vozidlo vystoupí, tak doporučuje řidiči přeřadit na nabízený vhodnější převodový stupeň. 4.2.5.1 Systém jízdy traktoru po pozemku napříč vln Pro uvedené pracovní nasazení přicházejí v úvahu převážně převodové stupně od druhého po pátý. Tabulka číslo 4.8 uvádí spotřebu paliva pro zmíněné stupně ve všech dříve uvedených modifikacích (celková spotřeba v litrech, gramech, spotřeba paliva v litrech za hodinu, v gramech za hodinu a v litrech na 100 km). Tab. 4.8 – Spotřeba paliva pro stálé převodové stupně Dráha [km] Čas [h] Spotřeba [L] Spotřeba [g] Spotřeba [L.h-1] Spotřeba [kg.h-1] Spotřeba [L.100km-1] Odchylka L.100km-1 [%]

Krok = 10

Krok = 1

5°

4°

3°

2°

1000

1000

1000

1000

1000

1000

238,971

239,923

188,639

215,85

244,918

376,697

2267,434

2268,012

3450,335

2376,062

2275,951

2597,411

1893307

1893712,2

2881029,6

1984011,4

1900419,5

2168838,5

9,488

9,453

18,291

11,008

9,293

6,895

7,923

7,893

15,273

9,192

7,759

5,758

226,743

226,801

345,003

237,606

227,595

259,751

0,025

52,155

4,790

0,375

14,557

106

Sloupec s nápisem Krok = 10 a Krok = 1 porovnává mezi sebou výsledky modelování v závislosti na zvolené velikosti kroku. Menší krok vyžaduje větší nároky na výpočetní techniku a nepřináší žádné zpřesnění, které je v tabulce v řádku odchylka a rozumí se jí odchylka od spotřeby paliva v litrech na 100 km v procentech. Navíc sloupce s označením Krok ve svém výpočtu zahrnují optimalizaci řazení jednotlivých převodových stupňů. U dalších sloupců je zařazen pouze jeden převodový stupeň. Pokud bude řidič respektovat doporučený systém řazení bude mít nejpříhodnější spotřebu paliva. Pokud však za stávající situace zvolí 3. převodový stupeň a bude ho používat na celém pozemku, tak jeho spotřeba bude vyšší o méně než 0,5 %. Naproti tomu při 5. převodovém stupni vzroste spotřeba paliva o více jak 52 %. Jak autor uvedl již dříve, je doporučování převodových stupňů pro řidiče založeno na udržování točivého momentu motoru a otáček v co nejužší oblasti kolem minimální měrné spotřeby paliva. Pokud je zvolené pásmo příliš široké nebo naopak příliš úzké, tak k žádnému efektivnímu snížení nedochází, nebo pouze v malé míře. V tabulce číslo 4.9 jsou vypočtené hodnoty spotřeby paliva pro různě široká pásma, která jsou vyjádřena procentním zvýšením (horní mez) a snížením (dolní mez) optimální hodnoty točivého momentu motoru při minimální měrné spotřebě paliva. Tab. 4.9 – Spotřeba paliva při různé šířce předvoleného pásma Horní Dolní Dráha [km] Čas [h] Spotřeba [L] Spotřeba [g] Spotřeba [L.h-1] Spotřeba [kg.h-1] Spotřeba [L.100km-1]

1,025 0,975

1,05 0,95

1,075 0,925

1,1 0,9

1,125 0,875

1,15 0,85

1,2 0,8

1,25 0,75

1,3 0,7

1000

1000

1000

1000

1000

1000

1000

1000

1000

239,207

239,411

238,971

239,054

238,832

237,069

221,198

220,755

217,883

2269,844 2267,866 2267,434 2267,44 2267,767 2269,877 2288,858 2290,846

2303,8

1895320 1893668 1893307 1893315 1893585

1895347

1911196 1912856

1923673

9,489

9,473

9,488

9,485

9,495

9,755

10,348

10,377

10,574

7,923

7,91

7,923

7,92

7,929

7,995

8,64

8,665

8,829

226,984

226,787

226,743

226,744

226,777

226,988

228,886

229,085

230,38

Z uvedené tabulky 4.9 je patrné, že nejnižší spotřeby paliva je dosaženo pokud je pásmo v rozsahu od 0,925.minM do 1,075.minM. Pokud toto pásmo bude širší nebo užší, tak dochází ke zvýšení spotřeby paliva. Autor předpokládá, že šířka tohoto pásma je optimální pouze pro uvedený motor v příslušném technickém stavu. Se změnou technického stavu nebo simulací pracovních podmínek na jiném traktoru by bylo nutno stanovit nové hranice pro ekonomický a ekologický způsob jízdy. Nejnižší spotřeba paliva na 100 km v případě systému jízdy napříč vln je 226,743 Litr.100km-1. 4.2.5.2 Systém jízdy traktoru po pozemku podél vln Výsledky pracovní jízdy podél vln jsou jako v předchozím případě napříč vln zpracovány do dvou tabulek číslo 4.10 a 4.11. V tabulce číslo 4.10 jsou voleny pevné

107

převodové stupně a v tabulce číslo 4.11 je vypočtená spotřeba paliva pro různě široká pásma řazení převodových stupňů. Tab. 4.10 – Spotřeba paliva pro stálé převodové stupně Dráha [km] Čas [h] Spotřeba [L] Spotřeba [g] Spotřeba [L.h-1] Spotřeba [kg.h-1] Spotřeba [L.100km-1] Odchylka L.100km-1 [%]

Krok = 10 1000

Krok = 1 1000

5°

4°

3°

2°

1000

1000

1000

1000

244,17

244,17

187,015

214,91

244,17

376,012

2252,836

2252,836

3299,096

2286,416

2252,836

2588,596

1881118

1881118,3

2754745,6

1909157,7

1881118,3

2161477,5

9,227

9,227

17,641

10,639

9,227

6,884

7,704

7,704

14,73

8,884

7,704

5,748

225,284

225,284

329,91

228,642

225,284

258,86

0,000

46,442

1,491

0,000

14,904

Tab. 4.11 – Spotřeba paliva při různé šířce předvoleného pásma Horní 1,025 1,05 1,075 1,1 1,125 1,15 1,2 1,25 1,3 Dolní 0,975 0,95 0,925 0,9 0,875 0,85 0,8 0,75 0,7 Dráha 1000 1000 1000 1000 1000 1000 1000 1000 1000 [km] Čas 214,91 214,91 214,91 244,17 244,17 244,17 244,17 244,17 242,879 [h] Spotřeba 2252,836 2252,836 2252,836 2252,84 2252,836 2253,911 2286,416 2286,416 2286,416 [L] Spotřeba 1881118 1881118 1881118 1881118 1881118 1882016 1909158 1909158 1909158 [g] Spotřeba 9,280 10,639 10,639 10,639 9,227 9,227 9,227 9,227 9,227 [L.h-1] Spotřeba 7,749 8,884 8,884 8,884 7,704 7,704 7,704 7,704 7,704 [kg.h-1] Spotřeba 225,284 225,284 225,284 225,284 225,284 225,391 228,642 228,642 228,642 [L.100km-1] Původní navrhovaný 4. převodový stupeň byl regulací upraven na 3. stupeň. Tento nový převodový stupeň je použit na celém pozemku. Minimální spotřeba paliva je 225,284 Litr.100km-1. Potvrdil se tak původní předpoklad, že spotřeba paliva bude v tomto systému jízdy příhodnější a to přibližně o 1,5 litru na 100 km. Na celém pozemku tak lze ušetřit 15 litrů motorové nafty (400 Kč). Nízký ekonomický efekt v rozdílu systému jízdy je zapříčiněn především malou členitostí modelovaného pozemku, který si pro jednoduchost autor navrhl. S rostoucí členitostí se dá předpokládat, že výrazně poroste také ekonomický efekt dosažený vhodnou volbou systému jízdy.

4.3 Hodnocení vlivu přesnosti měření na výslednou spotřebu paliva Výsledná spotřeba paliva je závislá především na přesnosti měření jednotlivých bodů celkové veličinové charakteristiky a přesném popsání stavu a rozměrů pole se zaměřením se na jeho profil a především na odpor půdy.

108

K popsání rozměrů a profilu skutečného pole lze využít přístrojů GPS, které mají přesnost 5 až 10 m horizontálně, u přístrojů DGPS 1 až 3 m a pokud jsou navíc vybaveny barometrickým výškoměrem mohou měřit i výšku s přesností 2 až 3 m. Cena těchto přístrojů neustále klesá a jejich přesnost se zvyšuje. Vzhledem k celkovým rozměrům a k profilu pozemku nebudou mít zřejmě uvedené nepřesnosti vliv nebo jejich vliv bude zanedbatelný (například vliv rozměrů na jízdní spotřebu paliva [Litr.100km-1] bude menší než 0,5 %). Vliv přesnosti měřených bodů celkové veličinové charakteristiky je popsán v tabulce číslo 4.12, kde jsou pro jednotlivé body, jejichž rozložení je na obrázku číslo 4.45, příslušné odchylky při simulovaných nepřesnostech.

Obr. 4.45 – Rozložení bodů při tvorbě opravné veličinové charakteristiky V prvním sloupci tabulky jsou číselně označené body, jejichž umístění je zobrazeno na obrázku číslo 4.45. Ve druhém sloupci tabulky jsou názvy odečítaných hodnot z výpočetního programu. V dalších třech sloupcích označených jako otáčky motoru, točivý moment a spotřeba paliva autor uvádí konkrétní hodnoty, které se vždy týkají pouze změny o uvedenou hodnotu u příslušného bodu. Autor v ostatních bodech předpokládá, že k chybnému měření nedošlo. Ve sloupci otáčky motoru jsou uváděny výsledky, kterých bylo dosaženo, pokud měřící bod ležel o 100 ot.min-1 vedle potřebného bodu, který je třeba zadat do matice 3x3 pro vytvoření celkové veličinové plochy. Výsledná chyba ve všech případech nepřesáhla 1 %. Chyba je posuzována jako extrémní, pokud měří pracovník, který nemá zkušenosti s kvazistatickým měřením. U pracovníka se zkušenostmi autor předpokládá odchylku menší než 20 ot.min-1. Ve sloupci točivý moment jsou obdobným způsobem uváděné hodnoty při nepřesném nastavení zatížení. Autor v tabulce uvádí jak se odchylka ±25 Nm promítne do konečných hodnot. Odchylka jízdní spotřeby paliva se v tomto případě pohybuje pod 2 %. Sloupec označený spotřeba paliva udává výsledky a odchylky, které by nastaly, pokud během měření a výpočtu měrné spotřeby paliva došlo k chybě ±5 %. Výsledná jízdní spotřeba paliva nemá odchylku také větší než 2 %.

109

Poslední sloupec tabulky označený jako suma nepřesností představuje součet absolutních hodnot nepřesností s cílem posoudit významnost jednotlivých bodů. Výsledek potvrdil autorův původní předpoklad, že největší vliv budou mít body v oblasti běžné pracovní činnosti (nejnižší spotřeby paliva). Jsou to především body 4, 5 a 8. Tab. 4.12 – Výsledky rozboru přesnosti měření jednotlivých bodů Odchylky Body

jednotky hodnota Čas [h]

1

Celkem [Litr] Spotřeba [Litr.100km-1] Odchylka spotřeby [%] Čas [h]

2

Celkem [Litr] Spotřeba [Litr.100km-1] Odchylka spotřeby [%] Čas [h]

3

Celkem [Litr] Spotřeba [Litr.100km-1] Odchylka spotřeby [%] Čas [h]

4

Celkem [Litr] Spotřeba [Litr.100km-1] Odchylka spotřeby [%] Čas [h]

5

Celkem [Litr] Spotřeba [Litr.100km-1] Odchylka spotřeby [%] Čas [h]

6

Celkem [Litr] Spotřeba [Litr.100km-1] Odchylka spotřeby [%] Čas [h]

7

Celkem [Litr] Spotřeba [Litr.100km-1] Odchylka spotřeby [%] Čas [h]

8

Celkem [Litr] Spotřeba [Litr.100km-1] Odchylka spotřeby [%] Čas [h]

9

Celkem [Litr] Spotřeba [Lir.100km-1] Odchylka spotřeby [%]

Otáčky motoru

Točivý moment

Spotřeba paliva

Suma nepřesností

[ot.min-1] -100 100 238,8 240,3 2305,9 2310,9 230,6 231,1 -0,12 0,10 263,1 240,3 2326,2 2312,1 232,6 231,2 0,76 0,15 240,3 240,3 2308,9 2308,4 230,9 230,8 0,02 -0,01 237,4 241,7 2315,6 2304,8 231,6 230,5 0,30 -0,16 233,3 266,2 2318,0 2325,4 231,8 232,5 0,41 0,73 240,3 240,3 2308,4 2308,4 230,8 230,8 -0,01 -0,01 238,8 264,7 2307,3 2332,0 230,7 233,2 -0,06 1,01 256,5 243,1 2328,5 2310,9 232,9 231,1 0,86 0,10 240,3 238,8 2309,1 2308,1 230,9 230,8 0,02 -0,02

[Nm] -25 25 263,1 238,8 2332,9 2305,9 233,3 230,6 1,05 -0,12 261,6 240,3 2323,7 2309,7 232,4 231,0 0,65 0,05 263,1 261,6 2332,8 2330,3 233,3 233,0 1,05 0,94 239,0 237,9 2294,0 2349,2 229,4 234,9 -0,63 1,76 223,0 277,8 2351,0 2293,8 235,1 229,4 1,84 -0,64 263,1 232,9 2310,5 2350,2 231,1 235,0 0,08 1,80 205,4 272,7 2311,2 2335,5 231,1 233,5 0,11 1,17 300,3 222,5 2344,6 2303,3 234,5 230,3 1,56 -0,23 202,9 277,9 2281,1 2335,7 228,1 233,6 -1,19 1,18

[%] -5 5 261,6 263,1 2333,1 2329,8 233,3 233,0 1,06 0,92 241,7 261,6 2314,7 2324,4 231,5 232,4 0,27 0,69 241,7 238,8 2308,0 2309,9 230,8 230,9 -0,02 0,03 232,4 256,5 2281,6 2352,1 228,2 235,2 -1,17 1,88 291,2 205,2 2246,7 2324,6 224,7 232,5 -2,68 0,69 229,4 244,6 2316,5 2300,3 231,7 230,0 0,34 -0,36 211,2 286,8 2308,3 2338,9 230,8 233,9 -0,01 1,31 205,2 300,9 2227,4 2350,9 222,7 235,1 -3,51 1,83 267,8 234,7 2332,7 2304,5 233,3 230,5 1,05 -0,18

[%]

3,37

2,57

2,07

5,91

6,99

2,61

3,68

8,10

3,63

V případě skutečného měření nastávají různé kombinace nepřesností, které se vzájemně sčítají nebo odčítají. Autor však předpokládá, že při přesnosti použitých servisních měřících

110

přístrojů a pečlivosti pracovníků by se chyba měla pohybovat výrazně pod 5 %. Mohou však nastat také případy, kdy je měřený bod stanoven s extrémní nepřesností. V takovém případě dochází k výrazné deformaci celkové veličinové charakteristiky. Její typická vanovitá podoba je zdeformována tak, že nemá své typické minimum. Vytvoření celkové charakteristiky na základě těchto bodů vede ihned k domněnce o nesprávnosti měření, které je nutné opakovat (měření lze s připojením měřících přístrojů zvládnout za 1,5 hodiny, ale autor předpokládá, že až bude k dispozici dostatečně přesné dynamické měření emisí bude měření možné zvládnout v kratším čase. Uvedené hodnoty odpovídají simulované rozloze a profilu pozemku. V případě jiné rozlohy a tvaru pozemku se mohou výsledné hodnoty uvedených přesností v tabulce číslo 4.12 lišit právě s ohledem na členitost terénu.

4.4 Dílčí závěr V této části autor simuloval tvorbu virtuální tahové charakteristiky traktoru a jeho práci na vytvořeném imaginárním pozemku. Virtuální tahová charakteristika na obrázku číslo 4.19 je vytvořena jako kombinace výpočtové charakteristiky s dynamickým měřením motoru. Na traktoru Z 8045 je naměřena a vytvořena celková charakteristika spotřeby paliva. Pokud by byly měřeny i emise výfukových plynů předpokládá autor, že zpracování by bylo zcela obdobné. Na obrázku číslo 4.46 je výpočtová charakteristika traktoru Zetor 8045 při použití pohonu 4x4 a za plnění pneumatik vodou o hmotnosti 500 kg. Autor celou simulaci provádí na stejném traktoru, ale bez plnění pneumatik vodou.

Obr. 4.46 – Výpočtová tahová charakteristika Zetoru 8045 4x4 [11] Aby bylo možné výslednou simulovanou charakteristiku porovnat s obrázkem číslo 4.46, tak autor na obrázku číslo 4.47 uvádí charakteristiku, která zahrnuje pneumatiky naplněné vodou o hmotnosti 500 kg. Pro lepší možnost porovnání výpočtové tahové charakteristiky a navrhované virtuální tahové charakteristiky autor přeložil obrázky číslo 4.46 a číslo 4.47 přes sebe, což je zobrazeno na obrázku číslo 4.48.

111

Uvedená výpočtová charakteristika na obrázku číslo 4.46 a simulovaná charakteristika na obrázku 4.47 se shodují s výjimkou maximální tahové síly, která je asi o 2 kN menší než uvádí charakteristika výpočtová. To je pravděpodobně zapříčiněno nemožností přesně simulovat výpočtové podmínky, jelikož je literatura neuvádí (například změna střední hodnoty součinitele valení na její okraj (z hodnoty 0,08 na hodnotu 0,05) způsobí, že je dosaženo téměř shodné maximální tahové síly a rozdíl 2 kN je smazán). Na druhou stranu je poměrně dobré shody dosaženo za podmínek, které se neslučují s ekologií provozu. Měřený traktor měl zvýšenou dodávku paliva tak, aby dosáhl předepsaných výkonových parametrů, ale za cenu vysoké produkce pevných částic, které byly pouze orientačně měřeny.

Obr. 4.47 – Simulovaná tahová charakteristika s pneumatikami plněnými vodou Pokud by byl motor traktoru správně seřízen z hlediska zatěžování prostředí, nedosáhl by předepsané charakteristiky a rozdíl by byl mnohem výraznější. Výhodou virtuální charakteristiky je, že přináší aktuální informace o technickém stavu spalovacího motoru a s nimi dále ve výpočtu pracuje. Měření autor navrhuje provádět kvazistatickou metodou, která nemá nároky na prostor, čas ani drahé měřící zařízení. Na základě virtuální tahové charakteristiky lze porovnat tahové vlastnosti stejného traktoru v průběhu času nebo před a po seřízení některé části motoru a zároveň slouží jako vstup pro navrhovanou simulaci pracovních podmínek na pozemku. Simulace pracovních podmínek traktoru na pozemku pomocí výpočetní techniky by podle autora mohla přinést firmám i soukromým osobám informace o přibližné spotřebě paliva a vyprodukovaných emisích jejich traktoru, nebo pomoci při výběru pracovní techniky aniž by vozidlo muselo absolvovat nějaké pracovní nasazení. Simulaci autor ukazuje na orební práci, ale předpokládá, že použití bude možné i na ostatní činnosti, které jsou popsány matematickými vztahy.

112

Na základě spotřeby paliva by mohl uživatel traktoru spočítat své finanční náklady a rozhodnout se pro traktor, který pro něho bude z hlediska provozních i investičních nákladů nejvýhodnější na základě jeho pozemku převedeného do počítačového modelu. Současně by mohl zohlednit zatížení svého okolí zplodinami, které spalovací motor produkuje. Podle množství vyprodukovaných emisních složek by bylo možné velké znečišťovatele znevýhodnit a naopak pomoci těm, kteří dbají o stav životního prostředí („čím méně škodlivých složek vyprodukuje, tím méně bude platit“).

Obr. 4.48 – Porovnání výpočtové a experimentálně výpočtové charakteristiky Autor si je vědom, že by mohl výsledek zkreslovat samotný majitel vozidla, který by vhodným zásahem do palivové a výfukové soustavy mohl dosáhnout snížené produkce emisních složek a zajistit si tak menší platby (např. těsně před zkouškou by mohl změnit doraz regulační tyče tak, aby snížil kouřivost a naopak hned po ní ho zase změnit tak, aby dosáhl vyšších výkonových parametrů). Naměřené výsledky by v tomto případě nebyly pro majitele kontrolovaného vozidla žádným přínosem. Současný rozvoj a konstrukce nové pracovní techniky znemožňuje nebo přinejmenším omezuje zásah do řízení palivového systému. Problémem je také správné a přesné naměření aktuální celkové charakteristiky motoru, kterou autor provádí na základě kvazistatického měření, jehož přesnost již byla v praxi ověřena. Značnou nevýhodou je měření spotřeby paliva pomocí palivoměru. Stejně jako je zabráněno uživatelům zasahovat do palivové soustavy, tak i při měření působí problémy jeho připojení na vhodné místo v palivové soustavě. Vhodnější by bylo měření spotřeby paliva na základě měření emisních složek výfukových plynů. Na tomto systému měření právě pracují ve spolupráci Katedra jakosti a spolehlivosti strojů a Katedra vozidel a pozemní dopravy v rámci grantového projektu.

113

Současně se v tomto projektu řeší problém postupného ohřívání a ochlazování motoru v závislosti na jeho zatížení. Nepřesnosti do měření totiž vnáší i podmínky měření, které se například odehrávají za provozní teploty, kdežto ve skutečném provozu dochází během prvních minut k postupnému ohřívání motoru a v tomto okamžiku je například katalyzátor vozidla nečinný nebo pracuje pouze s omezenou funkčností. Motor potom ve studeném stavu produkuje zvýšený obsah škodlivých složek emisí. Simulace využívá programového vyjádření skutečného pozemku na jehož základě je stanoveno zatížení traktoru. Měření rozměrových a výškových parametrů pozemku je poměrně jednoduchou záležitostí s pomocí zařízení GPS, která již pracují s vysokou přesností. Problematičtější je stanovení koeficientu odporu půdy, který je v různých místech pozemku odlišný a současně závislý na podmínkách jako je vlhkost prostředí. Během celé simulace pracovních podmínek autor předpokládá zkušeného řidiče, který řadí převodové stupně s ohledem na minimální měrnou spotřebu paliva. Některé moderní traktory již obdobný systém obsahují, ale i v nich by se dal autorem navržený systém využít, protože by umožnil jednoduchou a servisně vhodnou aktualizaci celkové veličinové charakteristiky motoru. Kromě ekonomiky provozu by mohl systém pracovat i s ekologií a radit řidiči v kombinaci ploch naměřených měrných spotřeb paliva a měrných emisí. Samozřejmostí by byla možnost využít podobného systému v poloautomatických, automatických a převodovkách variabilních s plynule měnitelným převodovým poměrem. Navrhovaný systém by mohl pomoci uživatelům traktorů při volbě vhodného tažného, přípojného a kombinací vozidel, aby byly zajištěny dobré ekonomické a ekologické podmínky. Současně by mohl sloužit jako učitel ekologického a ekonomického způsobu jízdy.

114

5. Diskuze Základem pro uvedené počítačové simulace je naměření celkové charakteristiky motoru v podobě tzv. „veličinové plochy“. Autor simuluje zatěžovací cykly se zaměřením na spotřebu paliva, ale předpokládá, že simulace produkovaných emisních složek bude rovněž bezproblémová poté, až bude k dispozici vhodný způsob jejich měření, a to zejména s ohledem na dynamický způsob zatěžování při měření. Vhodným způsobem se jeví systém měření s ředěním spalin. Až bude k dispozici měření spalin při akceleraci motoru, odpadne také problém s využíváním palivoměru, který se již dnes mnohdy do palivové soustavy obtížně montuje. Měření spotřeby paliva z emisí by přineslo také zjednodušení přípravy měření. Nebyl by nutný zásah do palivové soustavy v podobě umístění palivoměru a řešení problémů s návratem přebytečného paliva do nádrže. Navrhované systémy nemají v sobě zahrnuto oteplování motoru v závislosti na jeho zatížení a na vnějším a vnitřním ochlazování. Stejně tak řešení přechodových jevů (například během řazení) je zjednodušeno. Autor vychází z předpokladu, že problémy přechodových jevů zahrnují pouze 1 až 2 % z celku. Pokud tedy bude v přechodových bodech stanovena spotřeba paliva s chybou 20 až 30 %, tak celková chyba měření nepřekročí 1 %. V současné době se uvedená problematika rozpracovává v rámci grantového projektu. Grafický příklad uvedené rozpracovávané problematiky s teplotní závislostí je na obrázku číslo 5.1.

Obr. 5.1 – Závislost teploty motoru na čase Závislost vstupů a výstupů motoru na jeho teplotě může v budoucnu zpřesnit simulaci. Na základě autorova rozboru lze zejména očekávat zpřesnění počátečních částí všech simulací, kdy je motor ještě studený a teprve se pracovním zatížením a jízdou zahřívá na svou provozní teplotu. Dosud uvedené simulace předpokládaly předepsanou provozní teplotu motoru. Ve skutečnosti se při městském cyklu začíná se studeným motorem a výsledek simulace je proto zatížen touto chybou. Veličinové charakteristiky motoru jsou zpravidla definovány trojrozměrnými závislostmi v podobě závislé vstupní nebo výstupní veličiny na veličinách nezávislých, tj. na ose otáček a ose točivého momentu motoru. Snímání otáček motoru je poměrně bezproblémové, ale snímání točivého momentu činí jisté obtíže. Navíc se v současné době

115

ukazuje, že běžně uváděná trojrozměrná závislost nebude postačovat a bude třeba využít čtyř popřípadě vícerozměrných charakteristik. Při čtyřrozměrné charakteristice jsou to: - závislá vstupní nebo výstupní veličina do motoru (například některá z emisních složek, spotřeba paliva apod.), - nezávislá veličina: měřené otáčky klikového hřídele motoru, - nezávislá veličina: měřený ukazatel dodávky paliva, který vyjadřuje okamžitou spotřebu paliva v miligramech za sekundu, - nezávislá veličina: měřený ukazatel spotřeby vzduchu, který vyjadřuje okamžitou spotřebu vzduchu v miligramech za sekundu. Jako ukazatel dodávky paliva může být volena poloha regulační tyče vstřikovacího čerpadla. Může však být též volena například pouze prostá poloha sešlápnutí palivového pedálu, avšak nikoliv tehdy, je-li bez porušení plomby narušitelná vazba pedálu s přímým ovladačem dodávky paliva. Pokud to však bude možné, tak bude ukazatelem nejčastěji například poloha regulační tyče čerpadla, nebo úhel natočení pístků čerpadla, nebo úhel natočení škrtící klapky karburátoru apod. Ukazatelem spotřeby vzduchu může být například u moderních motorů přímo signál měřiče průtoku vzduchu a nebo plnící tlak spolu s otáčkami. Pokud je jako ukazatel použit plnící tlak, což je výhodné u přeplňovaných motorů, je nezávislá veličina otáček klikového hřídele již k dispozici. Na rozdíl od stávajících běžných trojrozměrných charakteristik bude tato forma čtyřrozměrná a nelze ji tudíž graficky znázornit jednou veličinovou plochou pro jednu emisní složku, ale soustavou veličinových ploch, odpovídajících čtvrtému rozměru dané emisní složky. Výpočetní systém pro praktické využívání takovýchto charakteristik nebude nijak podstatně složitější a zřejmě může být plně funkční v reálném čase činnosti motorů. Ukazatele spotřeby paliva a spotřeby vzduchu by v charakteristikách spalovacích motorů sloužily jako náhrada za užitečný točivý moment s tím, že spolu s otáčkami motoru by mohly být schopny charakterizovat i jeho nestacionární pracovní režimy (např. přechodové jevy při akceleraci a deceleraci), a že by mohly tudíž být univerzálně použitelné pro libovolné typy motorů vznětových i zážehových. V zásadě se totiž všechny stavy motoru vyjadřují zcela jednoznačnými podmínkami a další, méně významné podmínky, jako je např. vlhkost, teplota a atmosférický tlak vzduchu, teplota motorového oleje a chladící kapaliny, lze kompenzovat běžnými korekčními činiteli. Problém by mohl nastat tím, že se u moderních motorů objevuje elektronické řízení nejen množství, ale i časového rozložení vstřiku paliva, dále pak elektronické řízení časování ventilů a lze očekávat další obdobný trend vývoje. Zatím však je možno s určitou pravděpodobností předpokládat, že i vliv uvedených nových řídících prvků bude možno zahrnout do čtyřrozměrné Obr. 5.2 – Čtyřrozměrná charakteristika závislosti.

116

Výše uvedené dvě veličinové plochy M1 a M2 na obrázku číslo 5.2 představují pouze dvě diskrétní možnosti vyjádření čtvrtého rozměru závislosti, a sice ukazatele spotřeby vzduchu, v příslušných hodnotách 120 a 170 kPa. Následná lineární interpolace uvedených dvou ploch M1 a M2 představuje nejjednodušší formu vyjádření požadované plochy M výstupní veličiny v závislosti na plochách M1 a M2 veličin vstupních. Plocha M1 je znázorněna v souladu se stupnicí svislé osy, plocha M je s ohledem na názornost svisle posunuta o +500 Nm a plocha M2 je svisle posunuta o +1000 Nm. Uživatel silničního vozidla by se kromě jednotlivých naměřených parametrů technického stavu dozvěděl s vysokou přesností a s použitím některých zjednodušujících podmínek jak se aktuální technický stav motorového vozidla promítne do ekonomické, ekologické i bezpečnostní stránky provozu. Zároveň by tento systém umožnil posoudit zásah provedený servisním stanovištěm a zejména, zda se provedená údržba a seřízení promítne na parametrech vozidla pozitivně nebo negativně. S ohledem na finanční možnosti běžných servisních pracovišť je navrhováno měřící zařízení, které by přineslo požadované výsledky s minimálními provozními a investičními náklady. K pohonu měřícího zařízení by sloužil motor samotného vozidla a do setrvačníků akumulovaná energie. Autor spolu s dalšími pracovníky předložili návrh zkušebny spolu s diagnostickým stanovištěm zobrazené na obrázku 5.3.

1) 2) 3) 4) 5) 6) 7) 8) 9) 10)

nová vrata pracovní stůl sloupový zvedák přezouvání pneumatik odsávací hadici vyvažování pneumatik kontrola tlumičů vyhodnocení kontroly tlumičů diagnostika el. zařízení zařízení pro vibrodiagnostiku

11) 12) 13) 14) 15) 16) 17) 18) 19) 20)

pojízdná bedna s nářadím kontrola rovnosti rámů vozidel ovládání kontroly rámů čtečka řídících jednotek osciloskop odkládací prostor nové dveře odkládací prostor stávající dveře ovládání zatěžovací stolice

21) 22) 23) 24) 25) 26) 27) 28) 29) 30)

ovládací místnost systém VMAS analyzátory (CO, CO2, NOx …) pojízdné dvojice válců odsávací vedení protihluková izolace zatěžovací stolice – projekt MDCR stávající vrata centrální odsávací jednotky odsávací vedení

Obr. 5.3 – Návrh měřícího a diagnostického pracoviště Cena vlastní zatěžovací stanice by se měla pohybovat pod 1 mil. Kč, aby se mohla uplatnit v široké míře v běžných servisních stanovištích. Proto je její konstrukce navrhována i s ohledem na investiční náklady.

117

6. Závěr Autor v předloženém přehledu současného stavu hodnocení vozidel provedl rozbor problematiky stávajících možností využití dynamických měření a přispívá svým návrhem, obsahujícím: - Dynamické měření spalovacích motorů s výkonnostním regulátorem, použitelné pro tvorbu celkové veličinové charakteristiky motoru (kapitola 4.1.1), - Virtuální tahovou charakteristiku traktoru (kapitola 4.1.2), - Model práce traktoru na simulovaném pozemku (kapitola 4.2). Autorem navržený způsob dynamického měření spalovacích motorů s výkonnostním regulátorem umožňuje na základě 9 měřených bodů vytvořit celkovou veličinovou charakteristiku motoru, která je použitelná na všechny typy atmosféricky plněných motorů bez elektronického řízení. Je řešena formou závislosti spotřeby paliva na otáčkách a točivém momentu motoru. Aby byla celková charakteristika použitelná pro všechny typy motorů, je prováděna její transformace na čtyřrozměrnou charakteristiku, kde se točivý moment motoru stává závislou veličinou na ukazateli dodávky paliva a na ukazateli dodávky vzduchu. Zmíněný systém čtyřrozměrných charakteristik se zaměřením na elektronické mýtné je zpracován v rámci grantového projektu, na kterém se autor podílí jako člen Katedry jakosti a spolehlivosti strojů, v úzké spolupráci s Katedrou vozidel a pozemní dopravy Technické fakulty České zemědělské univerzity v Praze, dále pak s Dopravní fakultou Českého vysokého učení technického v Praze a společností Telematics. Na základě vytvořené celkové veličinové charakteristiky motoru autor zpracoval virtuální tahovou charakteristiku traktoru (příloha číslo 4), která umožňuje simulovat v počítači obdobné podmínky jako při skutečném měření v polních podmínkách, a k tomu navíc, na rozdíl od stávající výpočtové metody, umožňuje rychle a jednoduše aktualizovat do výpočtu vložený technický stav motoru, který se na přesnosti výsledku výraznou měrou podílí. Vytvořená virtuální tahová charakteristika umožňuje vhodnější, aktualizovanou formu posouzení technického stavu traktoru, v porovnání s jeho posouzením pomocí tahové charakteristiky, která byla měřena u traktoru nového. Současně umožňuje kontrolovat stav a kvalitu údržbářského zásahu, zda přispěje k ekonomicky a ekologicky příznivé práci stroje. V další části autor modeluje práci traktoru na simulovaném pozemku, a to za účelem možnosti vyčíslit ekonomický a ekologický přínos pro konkrétního uživatele (příloha číslo 4). Jedná se o virtuální jízdu traktoru, která na základě celkové veličinové charakteristiky, tahové charakteristiky a modelu pozemku vyčísluje spotřebu paliva a případně i emisí. Navržený model práce traktoru umožňuje simulovat různé libovolně zvolené systémy jízdy a výsledky mezi sebou porovnat s cílem dosažení minimální měrné spotřeby paliva, respektive minimální produkce škodlivých emisí (budou-li v budoucnu škodlivé emise kvantifikovaně postihovány ekologickou daní). Nejvhodnější systém jízdy pak slouží řidiči jako rádce pro zvolení konkrétních podmínek, převodového stupně a otáček motoru. Měrná produkce emisí byla zatím vkládána do výpočtu pouze orientačně, avšak autor očekává, že po dalším rozvoji metody měření ředěním spalin, na níž se v současnosti jako spolupracovník podílí s cílem její široké využitelnosti, bude možno měření emisí aplikovat obdobným způsobem jako měření paliva a ve výsledku bude možné zohlednit nejen ekonomiku, ale také ekologii jízdy.

118

Na základě rozboru problematiky doporučuje autor rozvoj dynamických metod měření v běžné široké servisní praxi motorových vozidel a traktorů. Dynamicky a kvazistaticky měřené charakteristiky motoru významně přispívají k posouzení technického stavu vozidla před a po údržbářském zásahu nebo opravě a mohou tak servisním zařízením poskytnout kvantifikovaný doklad o přínosu servisního opatření pro zákazníka.

119

Literatura 1)

ANDRÉ, M., HAMMARSTRÖM, U.: Driving statistics for the assessment of pollutant emissions from road transport. Deliverable 15 of the MEET project. Report LEN 9730. INRETS, Bron, France.

2)

BOUČEK, J.: Trendy vývoje motorových vozidel. Nový venkov, 4 (5), 2000. ISSN 1211-7919.

3)

ČERNOVOL, M.I., POŠTA, J.: Application of compositional coatings to raise reliability of agricultural machine parts. In: Trends in Agricultural Engineering, sborník referátů z mezinárodní vědecké konference, ČZU, Praha, 1999. ISBN 80-213-0517-7

4)

DVOŘÁK, F.: Traktorové motory. In: Traktory, Praha, Agrospoj-Ing.F.Savov, 2001.

5)

DVOŘÁK, F.: Trendy vývoje traktorových motorů, KOKA 2000-XXXI.medzinárodná konferencia katedier a pracovísk spalovacích motorov českých a slovenských vysokých škol, Žilina, 2000. ISSN/ISBN 80-7100-736-6

6)

DVOŘÁK, F.: Vývojové trendy traktorů. Farmář, 8, (10), 2002. ISSN 1210-9789

7)

GRAJA, M., MOJŽÍŠ, V.: Energetická náročnost v dopravě a ochrana životního prostředí v kombinované dopravě silnice/železnice. Doprava, 4, Praha, 1996.

8)

HAAN, P., KELLER, M.: Real - world driving cycles for emission measurements Artemis and Swiss cycles. March 2001.

9)

HAVLÍČEK, J., JURČA, V., LACINA, J.: Jakost a spolehlivost strojů. Vysoká škola zemědělská v Praze, Praha, 1993. ISBN 80-213-0160-0

10) HAVLÍČEK, J., LEGÁT, V., POŠTA, J., ŠTĚTKA, J., ZELENKA, R.: Optimalizace režimu setrvačníkové zkoušky AHSP. Praha, MF VŠZ, 1989. 11) HAVLÍČEK, J.: Provozní spolehlivost strojů. nakladatelství, Praha, 1989. ISBN 80-209-0029-2

Vydalo

Státní

zemědělské

12) HENSON, P.: Evaluating Vehicle Emissions Inspection and Maintenance Programs National Research Counci. National Academy Press, Washington, DC, 2001. ISBN: 0-309-07446 13) HLADÍK, T., PEXA, M., PEJŠA, L.: Application of GPS for Continuous Diagnostics of Motor Vehicles Emissions in Traffic. Reliability and Diagnostics of Transport Structures and Means, 2002. ISSN ISBN 80-7194-464-5 14) JOUMARD, R., PHILIPPE, F.: Reliability of the current models of instantaneous pollutant emissions. Proceedings Sixth Int. Symp. Highway and Urban Pollution, JRC, Ispra, Italy, , 1998. 15) JOUMARD, R., SÉRIÉ, E.: Modeling of cold start emissions for passenger cars. INRETS report n° LTE 9931, December 1999. 16) KADLEČEK, B. PEJŠA, L. DVOŘÁK, F.: The computer modeling of test travel cycles. Zastosowanie technologii informacyjnych w rolnictwie, Polihymnia sp. z o o., 2004. ISBN 83-7270-231-4 17) KADLEČEK, B., PEJŠA, L., HLADÍK, T.: The application of quasi static measuremnet on tractors and heavy duty vehicles. Science and Research - Tools of

120

Global Development Strategy, Czech University of Agriculture in Prague, Technical Faculty, 2004. ISBN 80-213-1187-8 18) KADLEČEK, B., PEJŠA, L., OTTO, K.: Měření výkonu a spotřeby paliva při diagnostice vozidlových motorů. Sborník přednášek mezinárodní konference TD2000-DIAGON 2000, VUT Brno Academia centrum Fakulty technologické ve Zlíně, Zlín, 2000. ISBN 80-214-1578-9 19) KADLEČEK, B., PEJŠA, L., PEXA, M., HLADÍK, T.: Metoda měření na volných válcích pro testování emisí, spotřeby paliva a technického stavu motorů nákladních automobilů traktorů a speciálních vozidel. Zpráva z dílčího úkolu projektu EU COST 346, Česká zemědělská univerzita v Praze, Praha, 2003, s. 30. 20) KADLEČEK, B.: Akcelerační diagnostické měření výkonových parametrů vozidlových motorů. Diagnostika a aktivní řízení 98, VUT Brno, 1998. ISBN 80-85918-46-3 21) KADLEČEK, B.: Habilitační práce - Systém péče o spalovací motory z hlediska vlivu na životní prostředí a ekonomiku provozu. Česká zemědělská univerzita v Praze, 2003. 22) KADLEČEK, B.: Quasi-static measurement of fuel consumption from engine exhaust emissions. Reliability and Diagnostics of Transport Structures and Means, 2002. ISBN 80-7194-464-5 23) KAMEŠ, J.: Spalovací motory. Praha, Česká zemědělská univerzita, 2002. ISBN 80-213-0895-8 24) KAMEŠ, J.: Spalovací motory. Praha, Česká zemědělská univerzita, 2002. ISBN 80-213-0895-8 25) KIEM, H.: The influence of dynamic factors on the directional stability and control of the pusher articulated bus. Czech University of Agriculture Prague - Technical Faculty, Praha, 1999. ISBN 80-213-0517-7 26) Kol. redakce: Výkon pod kontrolou-válcové zkušebny výkonu II. Auto Expert, ročník 5, 1999, č. 7/8, s. 38 – 40. 27) KRATOCHVÍL, T., POŠTA, J., PEXA, M.: Reliability of automobile clutches. In: Sborník referátů Mezinárodního symposia "Quality and Reliability of Machines", SPU Nitra, 2004. ISBN 80-8069-369-2 28) KUMHÁLA, F. aj.: Příručka pro opravy a údržbu zemědělské techniky. Profi Press, 2004. ISBN 80-86726-07-X 29) LACHNIT, F.: Pojezdová ústrojí traktoru. Ing.F.Savov, 2001.

In: Traktory, Praha, Agrospoj -

30) LÁNSKÝ, M. a kol.: Meranie a diagnostika. Nakladatelství dopravy a spojů, Praha, 1990, 2. vydání. ISBN 80-7030-066-3 31) MATĚJKA, J., POŠTA, J.: Údržba a diagnostika motorových vozidel I. - mechanické části motoru. /Literární předloha výukového filmu/, Praha, Krátký film, 1989. 32) MCCORMICK, R.: Emissions for Three Heavy-Duty Diesel Vehicles. Colorado Institute for Fuels and High Altitude Engine Research, International Fall Fuels and Lubricants Meeting and Exposition San Francisco, California, 1998. 33) MITSCHKE, M.: Dynamik der Kraftfahrzeuge – Antrieb und Bremsung. Springer, Berlin, 1995.

121

34) ONDRÁČEK, J.: Traktory a automobily I. Vysoká škola zemědělská v Brně, Brno, 1988. 35) PEJŠA, L., KADLEČEK, B., HORKA, M.: Diagnostika a optimalizace provozu vozidlových motorů. Quality and Reliability of Machines, SPU Nitra, 1999. ISBN 80-7137-599-3 36) PEJŠA, L., KADLEČEK, B., OTTO, K.: Kvazistatický způsob zatěžování motorů a jeho využití při měření spotřeby paliva a emisí. COST 319, 1998. 37) PEJŠA, L., KADLEČEK, B., PEXA, M., HLADÍK, T.: Metoda měření na volných válcích pro testování emisí, spotřeby paliva a technického stavu motorů nákladních automobilů, traktorů a speciálních vozidel. Zpráva z projektu COST 346.10, Česká zemědělská univerzita, Praha, 2002. 38) PEJŠA, L., KADLEČEK, B., PEXA, M.: Charakteristiky adhezních vlastností pneumatik. Sborník příspěvků, 6. mezinárodní vědecké symposium "Quality and Reliability of Machines", 2001. ISSN 80-7137-873-9 39) PEJŠA, L., KADLEČEK, B., PEXA, M.: Posouzení technického stavu motoru z hlediska provozních vlastností užitkového vozidla. Sborník příspěvků, 6. mezinárodní vědecké symposium "Quality and Reliability of Machines", 2001. ISSN 80-7137-873-9 40) PEJŠA, L., KADLEČEK, B.: Metoda měření na volných válcích pro testování emisí a spotřeby paliva motorů nákladních automobilů, traktorů a speciálních vozidel. Výroční zpráva COST 346.10, Česká zemědělská univerzita, Praha, leden 2001. 41) PEJŠA, L., KADLEČEK, B.: Metoda měření na volných válcích pro testování emisí, spotřeby paliva a technického stavu motorů nákladních automobilů, traktorů a speciálních vozidel. Zpráva z projektu COST 346.10, Česká zemědělská univerzita, Praha, prosinec 2001. 42) PEJŠA, L., LACINA, J., JURČA, V., KADLEČEK, B.: Technická diagnostika. Česká zemědělská univerzita v Praze, Technická fakulta. Praha, 1995. ISBN 80-213-0249-6 43) PEJŠA, L., LEGÁT, V., FLEISCHMAN, Z., POŠTA, J.: Cvičení z provozní spolehlivosti strojů III. – Technická diagnostika. Vysoká škola zemědělská v Praze, Praha, 1981. 44) PEJŠA, L., POŠTA, J.: Diagnostika účinku vozidlových brzd na rychloběžných válcích. In: Sborník z mezinárodní konference SPOLELIVOST 2001, VA, Brno, 2001. ISBN 80-85960-30-3 45) PEXA, M.: Aplikace městského jízdního cyklu na autobus Karosa. Zborník zo IV. medzinárodnej vedeckej konferencie mladých, 2002. ISSN 80-8069-085-5 46) PIDGEON, W. M. aj.: The IM240 Transient I/M Dynamometer Driving Schedule and The Composite I/M Test Procedure. EPA-AA-TSS-91-1 NTIS No., January 1991. 47) POŠTA, J., PAVLÁSEK, V.: Poškození brzdových válců kapalinových brzd automobilů ŠKODA. In: Sborník příspěvků mezinárodního symposia "Quality and reliability of Machines", DT ZSVTS Bratislava, 1996. ISBN 80-233-0361-9 48) POŠTA, J., JURČA, V., KADLEČEK, B.: Technologie informacyjne w dziedzine jakości i nezawodności maszyn. In: Sborník anotací referátů vědecké konference "Zastosowanie technologii informacyjnych w rolnictwie", Polsko, Kazimierz nad Wisłą, 1998.

122

49) POŠTA, J., KADLEČEK, B., HLADÍK, T.: Smoke emission of Diesel engine with mechanical engine speed governor. In: Acta technologica agriculturae, SPU Nitra, Volume 7, Number 1, March 2004. ISSN 1335-2555 50) POŠTA, J., NÁLEVKA, S.: Dynamická diagnostika vozidlových brzd. In: Sborník referátů Mezinárodního symposia "Quality and Reliability of Machines", SPU Nitra, 2000. ISBN 80-7137-720-1 51) POŠTA, J., NEVYHOŠTĚNÝ, L., KADLEČEK, B.: Multipurpose Optoelectronic Sensor for Combustion Engines Diagnostics. In: Sborník referátů z mezinárodní vědecké konference "AGROTECH NITRA '99", Nitra, 1999, 2.díl. ISBN 80-7137-613-2 52) POŠTA, J., PAVLÍČEK, R., KADLEČEK, B.: Computer-based diagnostics of vehicle alternators. In: Sborník anotací referátů vědecké konference "Zastosowanie technologii informacyjnych w rolnictwie", Polsko, Kazimierz Dolny, 2000. ISBN 93-7259-025-7 53) POŠTA, J., PAVLÍČEK, R.: Diagnostics of technical condition alternators and analysis of temporary process. In: Trends in Agricultural Engineering, sborník referátů z mezinárodní vědecké konference, ČZU, Praha, 1999. ISBN 80-213-0517-7 54) POŠTA, J., VESELÝ, P., DVOŘÁK, M.: Degradace strojních součástí. Praha, ČZU, 2002. ISBN 80-213-0967-9 55) POŠTA, J.: Die Feststellung des Restwertes eines Maschinenteiles. In: Sborník příspěvků mezinárodní vědecké konference "Agricultural Engineering" k 50. výročí založení Faculty of Agricultural Engineering, Lithuanian University of Agriculture, Kaunas, Litva, 1996. ISBN 9986-545-41-2 56) POŠTA, J.: Dynamická diagnostika mobilních strojů. In: Sborník "OPERATIONAL DEPENDABILITY OF MACHINES ´2000", ČZU, Praha, 2000. ISBN 80-213-0631-9 57) POŠTA, J.: Údržba traktorů a zemědělských strojů. In: Technické novinky v zemědělství - příloha týdeníku ZEMĚDĚLEC, č. 47, roč. 5, 1997. 58) Předpis EHK 13: Jednotná ustanovení pro homologaci vozidel kategorie M, N, O z hlediska brzdění. 59) Předpis EHK 49: Jednotná ustanovení pro homologaci vznětových motorů, motorů poháněných zemním plynem a zážehových motorů poháněných zkapalněnými ropnými plyny a dále vozidel vybavených vznětovými motory, motory poháněnými zemním plynem a motory poháněnými zkapalněnými ropnými plyny z hlediska emisí motoru. 60) Předpis EHK 83: Jednotná ustanovení pro homologaci vozidel z hlediska emisí škodlivin dle požadavků na motorové palivo. 61) PRIKNER, P.: Limity zatížení pojezdového ústrojí zemědělských vozidel a strojů z hlediska stlačování půdy v laboratorních podmínkách. Zborník z II. Medzinárodnej konferencie mladých 2000, Ráčkova dolina - Západné Tatry, 2000. ISSN/ISBN 80-7137-762-7 62) PRIKNER, P.: Možnosti snižování škodlivých účinků pneumatik zemědělských strojů na půdu. Praha, Farmář, č. 12, 1999. ISSN 1210 - 9789 63) PRIKNER, P.: Radiální pneumatiky mohou snížit napětí v půdě a její zhutnění. Praha, Farmář, č. 6, 1999. ISSN 1210 – 9789

123

64) SANGER, R.P. aj.: Motor vehicle emission regulations and fuel specifications part 2 detailed information and historic review(1970-1996). (Next planned revision: Year 2000), Ó CONCAWE Brussels, March 1997. 65) Sbírka zákonů: č. 302/2001 Sb. Vyhláška Ministerstva dopravy a spojů technických prohlídkách a měření emisí vozidel. 66) Sbírka zákonů: č. 341/2002 Sb., Vyhláška Ministerstva dopravy o schvalování technické způsobilosti a technických podmínkách provozu vozidel na pozemních komunikacích. 67) Sbírka zákonů: č. 56/2001 Sb., Zákon o podmínkách provozu vozidel na pozemních komunikacích a o změně zákona č. 168/1999 Sb., o pojištění odpovědnosti za škodu způsobenou provozem vozidla a změně některých souvisejících zákonů (zákon o pojištění odpovědnosti z provozu vozidla), ve znění zákona č. 307/1999 Sb. 68) SHAYLER, P. J., DOW, P. I. aj.: A Model and Methodology Used to Assess the Robustness of Vehicle Emissions and Fuel Economy Characteristics'. IMechE Paper C606/013/2002, in IMechE Transactions of Int Conf on Statistics and Analytical Methods in Automotive Engineering, London 2002. ISBN No 1-8605-8387-3 69) ŠKAPA, P.: Doprava a životní prostředí I. VŠB – technická univerzita Ostrava, Ostrava 2003. ISBN 80-248-0433-6 70) ŠKAPA, P.: Doprava a životní prostředí II. VŠB – technická univerzita Ostrava, Ostrava 2003. ISBN 80-248-0434-4 71) ŠLEGER,V., VRECION,P.: Mathcad 7 - Příručka k programu. Haar International s.r.o, Praha, 1998. ISBN 80-238-187-1 72) ŠMICR, V., MATĚJKA, J., ZELENKA, R.: Traktory a automobily III. Vysoká škola zemědělská v Praze, Praha, 1984. 73) STEJSKAL, V., VALÁŠEK, M.: Kinematics and dynamics of machinery. České vysoké učení technické v Praze. 74) STODOLA, J.: Modeling and Evaluation of Degradation Processes of Combustion Engines. Reliability and Diagnostics of Transport Structures and Means, 2002. ISSN ISBN 80-7194-464-5 75) TAKÁTS, M.: Měření emisí spalovacích motorů. Vydavatelství ČVUT, Praha, 1997. ISBN 80-01-01632-3 76) VLK, F.: Dynamika motorových vozidel. Nakladatelství a zasilatelství vlk, Brno, 2001. ISBN 80-238-5273-6 77) ATAL – měřící technika. . [cit. 2003-08-28]. 78) Emission Test Cycles – ECE 15 + EUDC. . [cit. 2005-05-05]. 79) Emission Test Cycles – ECE R49. . [cit. 2005-05-05]. 80) Emission Test Cycles – ESC. . [cit. 2005-05-05]. 81) Emission Test Cycles – ETC. . [cit. 2005-05-05].

124

82) PEJŠA, L., KADLEČEK, B., LEGÁT, V., PEXA, M.,: Motorová vozidla. . [cit. 2003-08-28]. 83) PŘIBYL, P., SVÍTEK, M., JUŘÍK, T., FENCL, I., RILEY, P., GRUBL, Z., PLIŠKA, Z.: Elektronické platby mýtného na pozemních komunikacích. Projekt MDČR č. 804/110/101. . [cit. 2005-08-04] 84) Registr motorových vozidel. . [cit. 2005-04-28]. 85) Řídící a měřící systém pro dvounápravové univerzální válcové dynamometry. . [cit. 2003-08-28]. 86) BOSCH: firemní literatura

125

Přílohy - obsah Příloha 1.1a) - Závislost rychlosti na dráze a na čase – Sekce A1 a A2 Příloha 1.1b) - Závislost rychlosti na dráze a na čase – Sekce A3 a A4 Příloha 1.1c) - Závislost rychlosti na dráze a na čase – Sekce A5 a A6 Příloha 1.2 - Protokol o stavu brzdové soustavy Příloha 1.3a) - Brzdná dráha vozidla na náledí při hloubce dezénu 0 mm Příloha 1.3b) - Brzdná dráha vozidla na vozovce o 0,4 mm vody při hloubce dezénu 1,6 mm Příloha 1.3c) - Brzdná dráha vozidla na vozovce o 1,6 mm vody při hloubce dezénu 3 mm Příloha 1.3d) Brzdná dráha vozidla na náledí při hloubce dezénu 5 mm Příloha 1.4a) - Brzdná dráha vozidla a odpor vzduchu při protivětru – 40 km.h-1 Příloha 1.4b) - Brzdná dráha vozidla a odpor vzduchu při protivětru + 40 km.h-1 Příloha 1.5a) - Brzdná dráha vozidla při sklonu vozovky 10 % Příloha 1.5b) - Brzdná dráha vozidla při sklonu vozovky -5 % (jízda ze svahu) Příloha 1.6a) - Brzdná dráha vozidla při zařazeném 2. rychlostním stupni Příloha 1.6b) - Brzdná dráha vozidla při zařazeném 5. rychlostním stupni Příloha 1.7a) - Dráha do zastavení vozidla při reakční době řidiče 0,2 s Příloha 1.7b) - Dráha do zastavení vozidla při reakční době řidiče 1,7 s Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

1

Sekce A1 Jízda po rovině, plné zatížení, rychlost 15, 32 a 50 km/h, Dráha 40, 240 a 320 m

Sekce A2 Jízda do kopce, plné zatížení, rychlost 15, 32 a 50 km/h, Dráha 40, 240 a 320 m

Příloha 1.1a) - Závislost rychlosti na dráze a na čase – Sekce A1 a A2 [37]

2

Sekce A3 Jízda z kopce, plné zatížení, rychlost 15, 32 a 50 km/h, Dráha 40, 240 a 320 m

Sekce A4 Jízda po rovině, bez zatížení, rychlost 15, 32 a 50 km/h, Dráha 40, 240 a 320 m

Příloha 1.1b) - Závislost rychlosti na dráze a na čase – Sekce A3 a A4 [37]

3

Sekce A5 Jízda do kopce, bez zatížení, rychlost 15, 32 a 50 km/h, Dráha 40, 240 a 320 m

Sekce A6 Jízda z kopce, bez zatížení, rychlost 15, 32 a 50 km/h, Dráha 40, 240 a 320 m

Příloha 1.1c) - Závislost rychlosti na dráze a na čase – Sekce A5 a A6 [37]

4

Přední náprava: 1-Levé přední kolo

3000 F1ia1

Fm1

2250

Fm2 2-Pravé přední kolo

3000 F2ia2

1500

2250 1500

750

750 0

0.8

1.6

2.4

3.2

4

0

0.8

t1ia1 − t1L − 12 cas v s

1.6

2.4

3.2

4

t2ia2 − t2H− 12 cas v s

Fm1 = 1712

Brzdná síla na obv.kola(N) (N) 1-Plná brzdná síla

Fm2 = 2600

z1 = 0.453

1-Poměrný účinek brzdy

z2 = 0.628

Brzdná síla na obv.kola(N) (N) 2-Plná brzdná síla 2-Poměrný účinek brzdy

(%) Souměrnost účinku brzd přední nápravy (+ stáčí doprava, - stáčí doleva)

zV = 32.4

Zadní náprava: 3- Levé zadní kolo

2000 F3ia3

1500

F4ia4

1000 5

500 0

1.2

2.4

3.6

4- Pravé zadní kolo

2000

Fm3

Fm4

1500 1000 500

4.8

6

0

1.2

t3ia3 − t3X − 12 cas v s

2.4

3.6

4.8

6

t4ia4 − t4I− 12 cas v s

Fm3 = 1250

Brzdná síla na obv.kola(N) (N) 3-Plná brzdná síla

Fm4 = 900

Brzdná síla na obv.kola(N) (N) 4-Plná brzdná síla

z3 = 0.364

3-Poměrný účinek brzdy

z4 = 0.156

4-Poměrný účinek brzdy

(%) Souměrnost účinku brzd zadní nápravy (+ stáčí doprava, - stáčí doleva)

zH = −33

Zadní náprava - ruční brzda: 5- Levé zadní kolo

2000 F5ia5

1500

Fm5

1000

F6ia6

5

500 0

1.2

2.4

3.6

6- Pravé zadní kolo

2000

4.8

1500

Fm6

1000 500

6

0

t5ia5 − t5J− 12 cas v s

1.2

2.4

3.6

4.8

6

t6ia6 − t6K− 12 cas v s

Fm5 = 606

Brzdná síla na obv.kola(N) (N) 3-Plná brzdná síla

Fm6 = 606

Brzdná síla na obv.kola(N) (N) 4-Plná brzdná síla

z5 = 0.186

3-Poměrný účinek brzdy

z6 = 0.186

4-Poměrný účinek brzdy

(%) Souměrnost účinku brzd vozidla ( + stáčí doprava, - stáčí doleva)

C (km/h) rychlost vozidla

Celé vozidlo: zF = 19

BRZDNÁ DRÁHA VOZIDLA

100 C

50

0

10

20

30

40

50

60

SC

S (m) modelovaná brzdná dráha pri standardní adhezi kol

Příloha 1.2 - Protokol o stavu brzdové soustavy

5

Obrázek představuje brzdnou dráhu dosaženou plně naloženým měřeným vozidlem z počáteční rychlosti 80 km/h až do zastavení za uvedených podmínek. Zajímavé je sledovat průběh brzdné síly na pedál. Vzhledem k tomu, že se vozidlo pohybuje po náledí je nutné brzdnou sílu snížit, aby nedošlo ke smyku. Toto snížení brzdné síly na pedál se projevuje po celou dobu brzdění. Jedná se vlastně o softwarový ABS systém, který zaručuje brzdění na hranici maximální adheze. Je to jedna z podmínek celé simulace. Předpokládá se zkušený řidič, který brzdí vozidlo na hranici maximální možné přilnavosti pneumatiky k vozovce.

Příloha 1.3a) - Brzdná dráha vozidla na náledí při hloubce dezénu 0 mm

6

Obrázek představuje brzdnou dráhu dosaženou plně naloženým měřeným vozidlem z počáteční rychlosti 80 km/h až do zastavení za uvedených podmínek. V tomto případě na rozdíl od předchozího příkladu uvedeného v příloze XIII.2a je síla na pedál ihned od počátku brzdění na své maximální hodnotě. V obrázku je to znázorněno černou přímkou, která vyjadřuje 100 % sešlápnutí brzdového pedálu

Příloha 1.3b) - Brzdná dráha vozidla na vozovce o 0,4 mm vody při hloubce dezénu 1,6 mm

7

Obrázek představuje brzdnou dráhu dosaženou plně naloženým měřeným vozidlem z počáteční rychlosti 80 km/h až do zastavení za uvedených podmínek. V tomto případě je ovládací síla na pedál téměř po celou dobu omezována, ale ke konci brzdění dochází k úplnému sešlápnutí (100 %) brzdového pedálu. Během brzdění dochází ke snižování rychlosti, na které je závislé vytlačování vody z dezénu pneumatiky. Větší rychlost představuje větší množství vody, které je nutné vytlačit dezénem, jenž však má omezenou kapacitu. S klesající rychlostí se zmenšuje poměr mezi množstvím vody a kapacitou pneumatiky, až téměř na konci brzdění pneumatika pojme a bezpečně vytlačí všechnu vodu, která je do ní přiváděna odvalováním po mokré vozovce. Poté je možno sešlápnout pedál brzdy naplno. Příloha 1.3c) - Brzdná dráha vozidla na vozovce o 1,6 mm vody při hloubce dezénu 3 mm

8

Na náledí nejsou kola schopna přenést brzdnou sílu na vozovku v průběhu celé brzdné dráhy až do zastavení vozidla, protože je nízký součinitel záběru. Aby se řidič dokázal pohybovat na hranici součinitele záběru musí být velmi zkušený nebo mít vozidlo vybavené brzdovým systémem ABS

Příloha 1.3d) Brzdná dráha vozidla na náledí při hloubce dezénu 5 mm

9

Příloha 1.4a) - Brzdná dráha vozidla a odpor vzduchu při protivětru – 40 km.h-1

10

Příloha 1.4b) - Brzdná dráha vozidla a odpor vzduchu při protivětru + 40 km.h-1

11

Brzdná dráha vozidla při sklonu 10 % je přibližně o 20 % kratší než brzdná dráha na rovině. Stejné je to v případě opačného sklonu – 10 %, ale dochází k prodloužení brzdné dráhy. Asi těžko by se v praxi hledal svah o sklonu 10 a více % a pokud by se někde nacházel, lze předpokládat, že se na něm řidič bude pohybovat s náležitou dávkou opatrnosti. Častěji se v praxi řidič setká se svahem o sklonu 5 % a zde dochází k prodloužení či zkrácení brzdné dráhy, které se pohybuje kolem 10 % její původní hodnoty (brzdná dráha za standardních podmínek). Příloha 1.5a) - Brzdná dráha vozidla při sklonu vozovky 10 %

12

Brzdná dráha vozidla při sklonu - 5 % je přibližně o 10 % delší než brzdná dráha na rovině. Stejné je to v případě opačného sklonu 5 % (jízda do kopce), ale dochází ke zkrácení brzdné dráhy. V běžném provozu je řidič na svah větší 6 % upozorňován značkou o nebezpečném klesání a ve většině případů automaticky dbá zvýšené opatrnosti. Co ale svahy menší? Příkladně na svahu 2 % se brzdná dráha zkrátí přibližně o 4 %. V opačném případě se o 4 % prodlouží. Nelze tedy situaci brzdění na svahu pominout jako nevýznamnou. Příloha 1.5b) - Brzdná dráha vozidla při sklonu vozovky -5 % (jízda ze svahu)

13

Příloha 1.6a) - Brzdná dráha vozidla při zařazeném 2. rychlostním stupni

14

Příloha 1.6b) - Brzdná dráha vozidla při zařazeném 5. rychlostním stupni

15

Reakce řidiče v oblasti pohybující se blízko 0,2 sekundy není běžná pro typického řidiče v silničním provozu. Touto reakcí se mohou pochlubit pouze špičkoví řidiči soutěžních automobilů. Běžná reakce řidiče se pohybuje v oblasti 0,5 – 0,9 sekundy a má na ni vliv celá řada činitelů např. pozornosti, věk řidiče, zkušenosti řidiče, alkohol, dopravní situace atd.

Příloha 1.7a) - Dráha do zastavení vozidla při reakční době řidiče 0,2 s

16

Běžná reakce řidiče se pohybuje v oblasti 0,5 – 0,9 sekundy a má na ni vliv celá řada činitelů např. pozornost, věk řidiče, zkušenosti řidiče, alkohol, dopravní situace atd. Doba reakce řidiče pod vlivem alkoholu je nevyzpytatelná, protože představuje souhrn nedostatku pozornosti, motorických schopností a schopnosti uvědomění. Statisticky běžná reakce opilého řidiče je 1,7 s.

Příloha 1.7b) - Dráha do zastavení vozidla při reakční době řidiče 1,7 s

17

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

18

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

19

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

20

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

21

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

22

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

23

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

24

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

25

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

26

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

27

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

28

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

29

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

30

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

31

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

32

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

33

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

34

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

35

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

36

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

37

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

38

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

39

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

40

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

41

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

42

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

43

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

44

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

45

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

46

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

47

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

48

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

49

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

50

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

51

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

52

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

53

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

54

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

55

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

56

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

57

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

58

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

59

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

60

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

61

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

62

Příloha 4 – MathCad 2001: Tahová charakteristika a práce traktoru na poli

63