Mendelova zemědělská a lesnická univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav techniky a automobilové dopravy
Hodnocení tahových vlastností traktorů ve výkonové kategorii motoru nad 150 kW Bakalářská práce
Vedoucí práce:
Vypracoval:
prof. Ing. František Bauer, CSc.
Jiří Čermák
Brno 2007
PROHLÁŠENÍ
Prohlašuji, že jsem bakalářskou práci na téma: Hodnocení tahových vlastností traktorů ve výkonové kategorii motoru nad 150 kW vypracoval samostatně a použil jen pramenů, které cituji a uvádím v přiloženém seznamu literatury. Bakalářská práce je školním dílem a může být použita ke komerčním účelům jen se souhlasem vedoucího diplomové práce a děkana AF MZLU v Brně.
V Brně dne 24.dubna 2007
Podpis studenta: ………………...
Na tomto místě bych rád poděkoval prof. Ing. Františku Bauerovi, CSc. za vedení mé práce, odborné konzultace a poskytnutí cenných rad a připomínek. Rovněž děkuji svým rodičům, kteří mi umožnili studovat na Mendelově zemědělské a lesnické univerzitě v Brně a podporovali mě během celého studia.
Abstrakt Hlavním cílem práce bylo provést analýzu tahových vlastností dvou traktorů různých výrobců, stejné výkonové kategorie s hydromechanickou převodovkou. Získané hodnoty byly zpracovány metodou regresní analýzy. V závislosti na tahové síle byly vyneseny tahový výkon, prokluz, rychlost a měrná tahová spotřeba paliva. Posuzoval jsem traktory Fendt 920 vario a John Deere 7920 ivt. Výsledkem byla analýza hodnot obou traktorů. Z provedené analýzy vyplývá, že traktor Fendt 920 vario měl o 12,06% větší zatížení na přední nápravu, což se projevilo na velikosti styčné plochy pneumatik a také na větším záběru traktoru. Vlivem většího zatížení vzrostl tahový výkon o 11,58%, tím se snížila měrná tahová spotřeba o 11,8% a účinnost byla vyšší o 4,45% oproti traktoru John Deere 7920 ivt. Klíčová slova: tahový výkon, tahová síla, prokluz, měrná tahová spotřeba paliva
Abstract The main objective of the work was to analyze the drawbar characteristics of two tractors from the different producers, of the same category with hydromechanical transmission. Obtained values were processed by the method of regressive analyze. There were plot the drawbar power, the slip, the speed and the fuel drawbar consumption ratio, in dependence on the drawbar pull. Following types of tractors were examined: Fendt 920 vario a John Deere 7920 ivt. The analyze of the values of tractors was the result. From the processed analyze it results that the tractor Fendt 920 vario had any 12.06% higher weighting to the front axle, what was shown on the size of the contact area of the tires and also on the bigger grip of tractor. Owing to the bigger weighting the drawbar power was increased any 11.58% thereby the fuel drawbar consumption ratio was decreased any 11.8% and the efficiency was higher any 4.45% compared to the tractor John Deere 7920 ivt. Key words: drawbar power, drawbar pull, slip, fuel drawbar consumption ratio
Obsah: 1
ÚVOD....................................................................................................................... 9
2
CÍL PRÁCE ............................................................................................................ 10
3
PŘEHLED SOUČASNÉHO STAVU ŘEŠENÉ PROBLEMATIKY.................... 11 3.1
Současný stav technické úrovně v konstrukci traktorů................................... 11
3.2
Motor .............................................................................................................. 12
3.3
Převodová ústrojí traktorů .............................................................................. 14
3.3.1 3.3.1.1
Převodovky s omezeným počtem stupňů řazených při zatížení ......... 15
3.3.1.2
Převodovky se všemi stupni řazenými při zatížení............................. 17
3.3.1.3
Převodovky s plynulou změnou převodového poměru....................... 17
3.4
4
5
Převodovky ............................................................................................. 14
Podvozky ........................................................................................................ 20
3.4.1
Odpružení přední hnací nápravy............................................................. 21
3.4.2
Nezávislé odpružení přední hnací nápravy............................................. 21
3.4.3
Přední náprava SuperSteer...................................................................... 22
3.4.4
Pneumatiky ............................................................................................. 22
3.4.4.1
Radiální pneumatiky ........................................................................... 22
3.4.4.2
Flotační pneumatiky ........................................................................... 23
METODIKA MĚŘENÍ TAHOVÝCH CHARAKTERISTIK................................ 24 4.1
Vyhodnocení tahových zkoušek ..................................................................... 25
4.2
Technické parametry měřených traktorů ........................................................ 27
4.2.1
Traktor Fendt 920 vario .......................................................................... 27
4.2.2
Traktor John Deere 7920 ivt ................................................................... 28
TABULKOVÉ A GRAFICKÉ ZPRACOVÁNÍ HODNOT .................................. 30 5.1 5.1.1 5.2 5.2.1 5.3
Získané hodnoty traktoru Fendt 920 vario...................................................... 31 Grafická analýza traktoru Fendt 920 vario ............................................. 32 Získané hodnoty traktoru John Deere 7920 ivt............................................... 34 Grafická analýza traktoru John Deere 7920 ivt ...................................... 35 Porovnání grafické analýzy traktorů Fendt 920 vario
a John
Deere 7920 ivt............................................................................................................. 37 6
VÝSLEDEK PRÁCE ............................................................................................. 39 6.1
Vyhodnocení tahových vlastností traktoru Fendt 920 vario ........................... 39
6.2
Vyhodnocení tahových vlastností traktoru John Deere 7920 ivt .................... 39
6.3
Vyhodnocení tahových vlastností obou traktorů ............................................ 40
7
ZÁVĚR ................................................................................................................... 41
8
SEZNAM POUŽITÉ LITERATURY .................................................................... 42
9
SEZNAM OBRÁZKŮ............................................................................................ 43
1
ÚVOD K energeticky nejnáročnějším agrotechnickým operacím v rostlinné výrobě patří
bezesporu zpracování půdy a s tím spojená spotřeba energie, zejména motorové nafty. Jako energetické prostředky se využívají traktory, které jsou určeny především pro práci v polních podmínkách a také mají své opodstatnění v dopravě. Traktory, svým technickým vybavením a elektrohydraulickým ovládáním dílčích funkčních uzlů, přinesly nejen vysoký komfort, ale také reálnou možnost snížit náklady na spotřebu nafty. S ohledem na hledání úspor při provozu traktoru jsou součastné traktory vybavovány systémy GPS (Global Positioning System), které umožňují přesnou navigaci a tím snižují počet opakovaných přejezdů stejných částí pole [1]. K největším ztrátám energie dochází při přenosu výkonu na podložku, kdy vzniká prokluz kol. Velikost prokluzu je ovlivňována druhem a mechanicko fyzikálními vlastnostmi půdy, velikostí styčné plochy, typem pneumatiky a jejími vlastnostmi, hmotností vozidla a jejího rozložení. Požadavky na výkonnost, přesnost, spolehlivost a stupeň automatizace traktorů se soustavně zvyšují. Splnění těchto požadavků předpokládá zásadní změnu v konstrukci, která s sebou přináší zavádění softwarového řízení jednotlivých systémů traktorů. Používání nových konstrukčních uzlů pro ovládání jednotlivých funkčních skupin traktorů a zemědělských strojů je na stálém vzestupu. Technika ve spojení s elektronikou klade i vyšší nároky na odbornost pracovníků, kteří traktory obsluhují, organizují a zabezpečují jejich provoz [2].
9
2
CÍL PRÁCE Cílem bakalářské práce bylo provést analýzu tahových vlastností dvou traktorů
různých výrobců, stejné výkonové kategorie s hydromechanickou převodovkou. Posuzoval jsem výstupní hodnoty tahového výkonu Pt, prokluzu δ, rychlosti v a měrné tahové spotřeby paliva mpt v závislosti na tahové síle Ft traktorů. Posuzovány byly traktory Fendt 920 vario a John Deere 7920 ivt. Výsledkem byla analýza výstupních parametrů obou traktorů.
10
3
PŘEHLED SOUČASNÉHO STAVU ŘEŠENÉ PROBLEMATIKY
3.1 Současný stav technické úrovně v konstrukci traktorů Technická úroveň v konstrukci traktorů se začala výrazně zvyšovat. Snahou je dosáhnout větší efektivnosti využití energie. Moderní koncepce traktorů je spojena s rostoucím stupněm řídících, regulačních a diagnostických zásahů prováděných elektronikou. Je to podmíněno rostoucími požadavky na ekologické aspekty provozu traktoru a také složitostí řídících uzlů [2]. Použití elektronických řídících systémů umožňuje komplexní optimalizaci funkcí celé strojní soustavy. K dosažení maximálního efektivního využití traktoru slouží tyto moderní systémy.: •
přeplňování vznětových motorů s mezichladičem a regulací plnícího tlaku
•
vysokotlaké přímé vstřikovací systémy
•
motory disponující převýšením točivého momentu 40-50%
•
ventily EGR (Exhaust Gas Recirculation)
•
proměnlivá geometrie lopatek VGT (Variable Geometry Turbocharger)
•
převodovky s plynulou změnou převodového poměru
•
elektronický řídící systém s palubním počítačem
•
regulace hydrauliky Load Senzing
•
digitální přenos signálu (CAN-Bus)
•
částečné programové operace (souvraťový management aj.)
•
odpružená přední náprava s možností velkého úhlu natočení kol
•
vysoký komfort kabiny
•
zvýšení pojezdové rychlosti
11
3.2 Motor U traktorů jsou v součastné době používány téměř výhradně vznětové přeplňované motory se čtyř ventilovou technikou (obr. 3.1). Součastné motory jsou vybaveny chladičem
stlačeného
vzduchu
(vzduch/vzduch). Přeplňování se provádí pomocí turbodmychadla s regulací plnícího tlaku, které zajišťuje dobré plnění při nízkých otáčkách a také dosahují podstatně vyššího výkonu. Důležitým
kritériem
u
moderních
motorů je nárůst točivého momentu, který poskytuje motoru pružnost při zvyšování tahového
odporu.
Převýšení
točivého
momentu u traktorů je až 50%.
Obr. 3.1 Moderní traktorový motor
Pro zlepšení provozních parametrů se používají přímé vysoké vstřikovací tlaky např. u technologie Common rail (obr. 3.2), která pracuje s tlaky až 200 MPa. Palivo, které je vstříknuto do válce se velmi jemně rozpráší, dobře se promíchá se vzduchem a úplně shoří. Tím se dosáhne větší účinnosti motoru. Dále se dosáhne vyššího výkonu, zvýšení točivého momentu a snížení spotřeby. Systém je Obr. 3.2 Common Rail
v řadě
případů
doplněn
o
turbodmychadlo
s variabilní geometrií lopatek [3].
Nová konstrukce regulace plnícího tlaku dmychadla s označením VGT (Variable Geometry Turbocharger) využívá natáčení rozváděcích lopatek turbíny (obr.
3.3).
Tlak
plnícího
vzduchu
za
dmychadlem, který je závislý na otáčkách oběžného kola dmychadla, je regulován změnou úhlu a rychlosti proudu spalin přicházejících na oběžné kolo turbíny [2].
12
Obr. 3.3 Turbodmychadlo
Z důvodu ochrany životního prostředí je v posledních letech kladen stále větší důraz na snižování škodlivých emisí spalovacích motorů. Množství emisí, které vydává motor, závisí na jeho konstrukci, okamžitých provozních podmínkách, na složení spalované směsi a na chemickém složení paliva. Škodlivé emise vznikající při nedokonalém spalování jsou CO, HC a částice. NOx vznikají při vysokých teplotách hoření za přebytku kyslíku. Obsah škodlivých znečišťujících látek ve výfukových plynech je limitován právními předpisy [2]. Povolené hodnoty emisních plynů udává směrnice Tier 3 (a to pro nejvýkonnější traktory). Novinkou je recirkulace spalin pro snížení emisí NOx (obr. 3.4). Pro snižování emisí oxidů dusíků se používá recirkulace spalin. Část spalin (asi 10%) je z výfukového potrubí vedena přes chladič a ventil EGR (Exhaust Gas Recirculation) zpět do spalovacího prostoru. Ventil EGR reguluje, podle zatížení motoru nebo podle obsahu kyslíku ve výfukových plynech, množství spalin přiváděných do plnícího vzduchu. Tím dochází ke snižování přebytku kyslíku ve spalovacím prostoru. Pomocí recirkulace spalin lze Obr. 3.4 Recirkulace spalin pro snížení emisí NOx
snížit emise NOx ve výfukových plynech až o 40% [2].
1 – čistič vzduchu, 2 – motor, 3 – plnící potrubí, 4 – ventil EGR, 5 – chladič plnícího vzduchu, 6 – chladič spalin, 7 – turbodmychadlo, 8 – výfukové potrubí
13
3.3 Převodová ústrojí traktorů Převodové ústrojí, to jsou všechny mechanismy, které umožňují přenos točivého momentu motoru na pojezdový mechanismus. Konstrukčně jsou řazeny mezi motor a hnací kola traktoru [4]. Také to jsou všechna ústrojí spojující spalovací motor s koly hnacích náprav a vývodovým hřídelem traktoru Kromě přenosu točivého momentu musí převodové ústrojí umožnit změnu velikosti momentu, jeho přerušení, obnovení, změnu jeho smyslu nebo jeho rozdělení. Podle způsobu přenosu točivého momentu motoru lze rozdělit převodová ústrojí: •
pro krátkodobé přerušování točivého momentu (spojky),
•
pro stálé spojení (spojovací a kloubové hřídele),
•
pro změnu velikosti a smyslu točivého momentu (převodovky),
•
pro rozdělení hnacího momentu na levé a pravé kolo (rozvodovka, diferenciál),
•
pro zvýšení převodového poměru před hnacím kolem (koncové převody) [2].
3.3.1
Převodovky Traktory pracují v rozmanitých podmínkách, které vyžadují změnu pojezdové
rychlosti a tahové síly pro dosažení výkonnostních a ekonomických parametrů. Je proto nutné do převodových ústrojí zařadit převodovky, které umožní změnu převodového poměru lepší využití vlastností motoru a tedy traktoru jako celku. Kromě toho přenáší točivý moment pro pohon přední nápravy a vývodového hřídele [2]. Převodovky, jimiž jsou současné výkonné traktory vybavovány, lze rozdělit do tří skupin.: •
převodovky s omezeným počtem stupňů řazených při zatížení
•
převodovky se všemi stupni řazenými při zatížení
•
převodovky s plynulou změnou převodového poměru
14
3.3.1.1 Převodovky s omezeným počtem stupňů řazených při zatížení Převodovky s omezeným počtem stupňů řazených při zatížení patří mezi nejrozšířenější skupinou mechanických převodovek. Jsou nabízeny pro všechny výkonové třídy traktorů. Největší rozšíření a možnosti výběru jsou u traktorů nižší a střední výkonové třídy, kde výrobci nabízí až tři typy pro modelovou řadu. Největší počet převodových stupňů řazených při zatížení dosahuje osmi, které vzniknou využitím čtyřstupňového násobiče a skupinové převodovky se dvěma stupni řazenými při zatížení (želva – zajíc). Ostatní stupně jsou plně synchronizované [2]. Násobiče točivého momentu Násobič točivého momentu dovoluje měnit velikost převodového poměru a tím i točivého momentu při zatížení. Násobič zařadí převod, kterým se zvýší celkový převodový poměr, což ve výsledku znamená vyšší hnací sílu na obvodu kola. Násobiče jsou nejčastěji umístěny mezi pojezdovou spojkou a hlavní převodovkou, což je z hlediska namáhání, dimenzování a zástavbových rozměrů výhodné. Zapínání třecích elementů (lamelové spojky, pásové nebo lamelové brzdy) může
být
elektrohydraulické,
mechanickohydraulické
a
elektropneumatické.
Po odbrzdění jsou vraceny do výchozí polohy pružinami. Doba prokluzování řadicích elementů musí být dostatečně krátká, aby nedošlo k poklesu pojezdové rychlosti. Lamelové spojky slouží ke spojení dvou otáčejících dílů násobiče a brzdy k zastavení, obvykle spojením se skříní násobiče. Konstrukční řešení násobičů: •
předlohové násobiče točivého momentu s čelním soukolím,
•
planetové násobiče točivého momentu [2].
15
Čtyřstupňový předlohový násobič Řazení se uskutečňuje pomocí hydraulicky ovládaných lamelových spojek. Ozubená kola (1) a (2) jsou pevně spojena se vstupním hřídelem a jsou ve stálém záběru s ozubenými koly volně otočnými na předlohovém hřídeli (5) ovládanými pomocí lamelových spojek (S2) a (S4) převodových stupňů 2 a 4. Naproti tomu ozubená kola (3) a (4) jsou pevně spojena s předlohovým hřídelem (5) a jsou ve stálém záběru s volně otočnými ozubenými koly na vstupním hřídeli, ke kterým jsou připojeny lamelové spojky (S1) a (S3). Z toho vyplývá, že například zapnutím spojky (S1) se pevně spojí ozubené kolo na vstupním hřídeli s ozubeným kolem (3) na předlohovém hřídeli a je zařazen 1. převodový stupeň v hlavní převodovce. Od předlohového hřídele (5) hlavní převodovky je točivý moment přenášen přes dvojici kol stálého záběru (6) a (7) dále do reversační
Obr. 3.5 Schéma čtyřstupňového předlohového násobiče
a skupinové převodovky (obr. 3.5). Čtyřstupňový planetový násobič Točivý moment motoru se přivádí na korunové kolo (1) planetového převodu převodovky. Tento převod má složené satelity (2, 4, 6) a tři centrální kola (3, 5, 7), různých průměrů. Pohon výstupního hřídele převodovky zajišťuje unášeč (8). Jeho otáčky závisí na tom, které centrální kolo je zabrzděno. Jestliže je v činnosti brzda (B1), odvaluje se satelit (2) po centrální kole (3) a unášeč se otáčí nejnižšími otáčkami – je zařazen 1. převodový stupeň. Brzda (B2) zastaví centrální kolo (5) a odvalováním satelitů (4) se otáčky unášeče zvýší – je zařazen 2. převodový stupeň. Obdobným způsobem je zařazen brzdou (B3) 3. převodový stupeň, kdy se odvaluje satelit (6) po centrálním kole (7). Zapnutím lamelové spojky (S) se spojí centrální kola (5) a (7). Vlivem různých průměrů se nemůže složený satelit kolem centrálního kola odvalovat. Planetový převod se začne otáčet jako jeden celek a vstupní i výstupní otáčky jsou stejné (přímý záběr) – je zařazen 4. převodový stupeň (obr. 3.6) [5].
16
Obr. 3.6 Schéma čtyřstupňového planetového násobiče
3.3.1.2 Převodovky se všemi stupni řazenými při zatížení Od převodovek s násobičem točivého momentu se liší v tom, že dovolují řazení v hlavní i skupinové převodovce při zatížení. Proto při řazení nedojde k poklesu rychlosti v důsledku vykonání řadicího úkonu spojeného s přesunem synchronizační spojky. Převodovky se všemi stupni řazenými při zatížení se používají především u traktorů vyšší výkonové třídy, neboť přeřazení při přenosu vysokého točivého momentu motoru by znamenalo nejenom zastavení soupravy, ale také vysoké tepelné namáháni spojkových kotoučů. Při opakovaném řazení by mohlo dojít až ke skluzu spojky v důsledku poklesu součinitele tření. Výhoda je také v tom, že dochází k přenášení opotřebení na třecí segmenty, kterými jsou lamelové spojky a brzdy. Zapínání lamelových spojek a brzd je hydraulické s elektronickými prvky pro regulaci, které dovolují řazení bez rázů. Zvyšuje se komfort ovládání a také možnosti automatizace řadicích úkonů [2]. 3.3.1.3 Převodovky s plynulou změnou převodového poměru Převodovky
umožňující
plynulou
změnu
pojezdové
rychlosti
CVT
(Continuously Variable Transmission). Je známá celá řada možností řešení plynulé změny pojezdové rychlosti, např. hydrostatickým převodníkem, elektrickým pohonem, řemenovým variátorem nebo diferenciální hydrostatickou převodovkou. Traktorové převodovky využívají diferenciální hydrostatickou převodovko založenou na kombinaci hydraulického a mechanického přenosu točivého momentu. Hydraulickou část převodovky tvoří hydrostatický převodník plnící funkci transformátoru energie, přeměňujícího vstupní mechanickou energii na tlakovou (hydrogenerátory), která se poté transformuje na výstupní mechanickou energii (hydromotory) vstupující do slučovacího planetového převodu. Hydrostatický převodník je tvořen axiálním pístovým hydrogenerátorem, hydromotorem a řídicími regulačními prvky. Regulace hydrostatického převodníku je realizována řízenou změnou geometrického objemu naklápěním regulační desky nebo celého bloku s písty. Výsledkem regulace je změna hydraulického převodového poměru ih a tím i celkového převodového poměru. V mechanické části je převodový poměr konstantní, nebo se případně mění podle rozsahu pojezdových rychlostí [2].
17
Fendt – Vario převodovka U převodovky Vario je od motoru poháněn unášeč satelitů převodů (2). Od korunového kola je poháněn hydrogenerátor (6). Planetové kolo je přes ozubené kolo spojeno se skupinovou převodovkou (9). Hydrostatický
převodník
je
složen
z axiálního
regulačního
pístového
hydromotoru a regulačního hydrogenerátoru. Regulační rozsah, neboli velikost úhlu α je u hydrogenerátoru -30º až 45º a hydromotoru 0º až 45º. Mechanickou část převodovky tvoří planetové soukolí a skupinová dvoustupňová převodovka. Výkon motoru přenášený mechanickými převody se sčítá s výkonem přenášeným hydrostaticky na sumarizační hřídeli (obr. 3.7) [2].
Obr. 3.7 Schéma převodovky Vario 1 – tlumič torzních kmitů, 2 – planetový převod, 3 – korunové kolo, 4 – planetové kolo, 5 – unášeč satelitů, 6 – hydrogenerátor, 7 – hydromotor, 8 – sumarizační hřídel, 9 – skupinová převodovka
18
John Deere – Převodovka AutoPowr Převodovku vyvinula
firma
vývojovém
Autopowr John
středisku
Deere
ve
v americkém
Waterloo (obr. 3.9). Konstrukčně je uspořádána
ze
dvou
planetových
převodů, které plní funkci slučovacího (P) a reverzačního
(R) převodu
(obr. 3.8). Řazení reakčních členů probíhá dvěma lamelovými spojkami
Obr. 3.8 Schéma převodovky AutoPowr
(KL, KS) a jednou lamelovou brzdou (B). Lamelové spojky jsou určeny pro jízdní rozsahy a lamelová brzda pro jízdu vzad. Hydrostatický převodník tvoří regulační hydrogenerátor (regulace geometrického objemu naklápěním celého bloku v obou směrech pod úhlem αmax = 45º a pístový hydromotor s konstantním geometrickým objemem [2].
Obr. 3.9 Uspořádání převodovky AutoPowr 1 – hydromotor, 2 – soukolí pohonu hydrostatického převodníku, 3 – soukolí poháněné hydrostatickým převodníkem, 4 – slučovací planetové soukolí, 5 – reverzační soukolí, 6 – řazení skupin
19
3.4 Podvozky Podvozek je nosnou částí traktoru. Jeho součástí jsou všechny mechanizmy, které umožňují jízdu a řízení traktoru. Některé části podvozku traktoru musí zajišťovat ještě další funkce, musí nést pracovní nářadí a stroje, musí umožňovat změnu rozchodu kol, u speciálních traktorů i změnu světlé výšky při zachování vyhovujících pracovních vlastností, zvláště stability řiditelnosti [2]. Podvozky většiny traktorů jsou bezrámové samonosné konstrukce. Jednotlivé skříně strojních skupin (motor, spojky, převodovky a rozvodovky) musí být dostatečně dimenzovány vzhledem k velkému namáhání a deformacím při jízdě v terénu a zatížení od připojeného nářadí [5]. U kolových traktorů se začíná používat rámová konstrukce podvozku
(obr.
3.10),
která
umožňuje lépe plnit požadavky na vyšší užitečné zatížení traktorů při nízké vlastní hmotnosti. Za účelem
zlepšení
tahových
vlastností traktoru se používá systém,
který
přesunout
hmotnost
umožňuje traktoru
dopředu a tím dotížit přední kola
Obr.
v závislosti na nářadí působícím
systémového nosiče Fastac
3.10
Podvozek
–
rámová
konstrukce
v tříbodovém závěsu. Pracovní rychlosti traktorů se zvyšují, proto je snaha odpružit některé konstrukční uzly traktorů, jako je kabina, přední náprava nebo u systémového nosiče nářadí Fastracu je odpružen celý rám. Poháněné nápravy se používají se symetricky umístěnou rozvodovkou a s diferenciálem nebo s nesymetricky umístěnou rozvodovkou a diferenciálem. Diferenciál je buď samosvorný, nebo vybaven uzávěrkou. Zapnutí přední nápravy a uzávěrky se provádí elektrohydraulicky pod zatížením, buď je provádí sama obsluha, nebo je možno zapnout automatický režim. Pohon nápravy a ovládání uzávěrky diferenciálu automatický režim zapíná v závislosti na rychlosti traktoru, úhlu natočení kol přední nápravy, u traktorů vybavených radarem i v závislosti na prokluzu kol [2].
20
3.4.1
Odpružení přední hnací nápravy Zvyšující se rychlost vedla výrobce k řešení odpružení přední nápravy
(obr. 3.11), poněvadž při jízdě po nerovném terénu má přední hnací náprava stálý kontakt s podložkou, čím se zvyšují tahové vlastnosti traktoru a jízda s odpruženou přední nápravou je pro obsluhu pohodlnější ve srovnání s neodpruženou nápravou [2]. Odpružení je řešeno hydropneumaticky nebo pneumaticky s elektrickým ovládáním. Umožňuje udržovat nezávisle na zatížení výškovou polohu v rozmezí až 100 mm při příčném výkyvu nápravy až 11°. Odpružení přední nápravy může být elektricky vypínáno z místa řidiče nebo některá konstrukční řešení jsou bez
Obr. 3.11 Odpružení přední nápravy
možnosti vypnutí [5]. 3.4.2
Nezávislé odpružení přední hnací nápravy Tento modulární systém nabízí nezávislé odpružení jednotlivých kol (obr. 3.12),
která jsou zavěšena pomocí čtyř kyvných pák. Řešením se docílilo zlepšení poměru neodpružené k odpružené hmotě a minimalizace zatížení kmity, které působí na traktor a řidiče. Konstrukce umožňuje zvýšení dynamického přenosu výkonu motoru na podložku a současně skýtá zlepšení jízdního komfortu klasického traktoru. Kombinací s optimalizovanou geometrií
nápravy
rovněž
se
vytvořily
předpoklady pro vysokou bezpečnost při jízdě na silnici.
Mechanické
konstrukční díly pro levé a Obr. 3.12 Nezávislé odpružení přední nápravy
21
pravé
nezávisle.
kolo
pracují
3.4.3
Přední náprava SuperSteer Jedná se o speciální konstrukci přední poháněné nápravy, kterou používá firma
New Holland (obr. 3.13). Originální systém uchycení přední nápravy umožňuje natočení kol a nápravy samotné o celkový úhel 65°. Jakmile se náboje kol natočí vůči nápravě o 46°, začne se natáčet celá přední náprava o dalších 19°. Uchycení těles přední nápravy k tělu traktoru je provedeno pomocí dvou velkých řídících přímočarých hydromotorů a dvou táhel. Přední závaží jsou uchycena přímo na tělese přední nápravy, to znamená, že se
při
zatáčení
pohybují
spolu
s přední
nápravou a nebrání tak kolům v maximálním natočení. SuperSteer
Traktory získávají
vybavené velkou
nápravou manévrovací
Obr.
3.13
Přední
náprava
SuperSteer
schopnost [2]. 3.4.4
Pneumatiky Pneumatiky tvoří pružící prostor mezi traktorem a podložkou, přenášejí hnací
a brzdné momenty a hmotnost traktoru. Zajišťují dostatečně velkou styčnou plochu pro rovnoměrné rozložení tlaku na podložku a pro snížení měrného tlaku na půdu [5]. 3.4.4.1 Radiální pneumatiky Většina dnes používaných pneumatik jsou radiální konstrukce (obr. 3.14). Jejich bočnice jsou pružnější a poddajnější a to způsobuje jejich větší deformaci a tedy i větší plochu otisku. S nižším tlakem huštění je plošný otisk na podložce větší a tím i příznivější. Příznivým dopadem je např.: •
nižší měrný tlak na půdu,
•
zlepšená adheze a realizace tažné síly,
•
snížená devastace půdy,
•
pohodlnější jízda.
Obr. 3.14 pneumatika
22
Radiální
3.4.4.2 Flotační pneumatiky Jsou určeny pro práci v terénu, při jízdě po tvrdých podložkách trpí opotřebením. Pružná konstrukce pneumatiky umožňuje vytvoření velké styčné plochy s podložkou. Zvětšený objem vzduchu s nižším tlakem huštění umožňuje odpružení traktoru. Nižší tlak huštění má za následek nízký měrný tlak na půdu, čímž šetří půdní strukturu (obr. 3.15).Charakteristické vlastnosti: •
velká šířka,
•
válcový tvar,
•
větší objem vzduchu,
•
úzký příčný průřez (nízké profilové číslo),
•
měkké boky,
Obr.
•
větší únosnost (nylonová vrstva),
pneumatika
•
mohou nahradit vícenásobnou montáž pneumatik [4].
23
3.15
Flotační
4
METODIKA MĚŘENÍ TAHOVÝCH CHARAKTERISTIK Zkoušky tahových vlastností traktorů se provádí podle metodik OECD Code 1
a 2, postup tahových zkoušek obsahují také normy ČSN ISO 789 - 9 a ČSN 30 0415. Zkušební dráhy pro tahové zkoušky kolových traktorů jsou s betonovým nebo živičným povrchem, strniště obilnin nebo pozemek připravený k setí. Tahové ukazatele traktoru se na zkušební dráze stanovují zatěžováním pohybujícího se traktoru silou, působící na připojovací zařízení. Pro vytvoření zatěžovací síly se používá zpravidla speciální měřící vozidlo (obr. 4.1), jehož brzdový systém umožňuje nastavení požadované zatěžovací síly a její udržení po dobu měření. Součástí měřícího vozu jsou také snímače a měřící přístroje ke zjištění potřebných údajů pro stanovení tahové charakteristiky. Jako brzdící vozidlo především při polních zkouškách je možno použít také jiný traktor. Standardní tahové zkoušky se provádí při ustáleném režimu činnosti motoru. Na výsledky má vliv celá řada okolností, jako stav povrchu zkušební dráhy, povětrnostní podmínky, druh a stav pneumatik a další. Proto v poslední době začínají nabývat na významu laboratorní měření výkonu na nápravách traktoru, nebo na válcových dynamometrech podle normy ČSN ISO 789-7. Tahové vlastnosti se zjišťují buď při ustálených režimech práce měřeného vozidla při tzv. standardních tahových zkouškách, nebo s plynulou změnou zatížení zkoušeného vozidla při tzv. urychlených tahových zkouškách.
Obr. 4.1 Souprava pro měření tahové charakteristiky traktoru
24
Výška připojovacího zařízení v závěsu nad povrchem dráhy se u kolových traktorů z důvodu zachování řiditelnosti a kontaktu předních kol s povrchem volí dle ČSN 30 O415 a stanoví se podle vzorce [2]: H max =
0,8 ⋅ G p ⋅ L
[mm]
Ft max
kde: H max
(4.1)
- statická výška osy tahu nad povrchem dráhy [mm]
Gp
- statické zatížení dráhy předními koly [N]
L
- rozvor kol traktoru [mm]
Ft max
- maximální tahová síla [N]
4.1 Vyhodnocení tahových zkoušek Pro posouzení tahových vlastnstí traktorů nestačí pouhé zjištění dílčích vlastností ale musíme znát vzájemné vztahy mezi těmito vlastnostmi. Výsledky zkoušek se uvádějí ve formě grafů tahové charakteristiky, nebo v tabulkové formě [2]. Tahový výkon: Pt = Ft ⋅ vP
kde: Ft
[kW]
(4.2)
[g·kW-1·h-1]
(4.3)
- tahová síla [kN] - průměrná rychlost [m·s-1]
vP
Měrná tahová spotřeba: m pt =
M ph Pt
kde: M ph Pt
⋅103
- hodinová spotřeba paliva [kg·h-1] - tahový výkon [kW]
25
Prokluz pro každé hnací kolo:
l0 − l n ⋅100 = 1 − ⋅100 l0 n0
δ =
[%]
kde: l0
- dráha ujetá na zvolený počet otáček kola bez zatížení [m]
(4.4)
l
- dráha ujetá na stejný počet otáček kola se zatížením [m]
n
- počet otáček hnacího kola při jízdě se zatížením [-]
n0
- počet otáček hnacího kola bez zatížení na stejné délce dráhy [-]
Tahová účinnost:
ηt =
Pt ⋅100 Pe max
kde: Pt Pe max
[%] - tahový výkon [kW] - maximální efektivní výkon motoru [kW]
26
(4.5)
4.2 Technické parametry měřených traktorů 4.2.1
Traktor Fendt 920 vario
Data získané z Nebrasky shrnutí 389, OECD Zpráva číslo 2064. Místo testu: DLG Testovací Stanice pro Zemědělské Stroje Max – Eyth – Weg 1, D – 64823, Gros – Umstadt, Německo. Data testu: Říjen 2001 – Duben 2002. Výrobce:
AGCO GmbH & Co. D – 87616 Marktoberdorf, Německo
Základní parametry traktoru: Motor Výrobce:
MAN Diesel
Typ:
6 svislých válců s turbodmychadlem a mezichladičem (vzduch/vzduch)
Sériové číslo:
1649866319271
Kliková hřídel:
podélná
Jmenovité otáčky:
[min-1]
2150
Maximální výkon:
[kW]
145,4
Maximální točivý moment:
[Nm]
802
Vrtání:
[mm]
108
Zdvih:
[mm]
125
Kompresní poměr: Objem válců:
17 [dm3]
6,871
Převodovka
Obr. 4.2 Traktor Fendt 920 vario
Typ:
Fendt Vario
Pohon:
4K4
Rozměr pneumatik Přední náprava:
14,9R38, huštění 140 kPa
Zadní náprava:
480/80R46, huštění 160 kPa
27
Základní rozměry Rozchod - přední náprava: - zadní náprava: Rozvor:
[mm]
1615 - 2225
[mm]
1625 - 3091
[mm]
2840
Hmotnost traktoru (plná nádrž paliva, včetně obsluhy) - přední náprava:
[kg]
3425
- zadní náprava:
[kg]
5205
- celkem:
[kg]
8630
4.2.2
Traktor John Deere 7920 ivt
Data získané z Nebrasky shrnutí 427, OECD Zpráva číslo 1835. Místo testu: Nebraska Traktorová Testovací Laboratoř, Nebraská Univerzita, Lincoln, Nebraska 68583 - 0832 Data testu: 1. - 22. Dubna 2004 Výrobce:
John Deere Traktor Works, 3500 East Donald Street, P.O.Box 270, Waterloo Ia, 50704 – 0270
Základní parametry traktoru: Motor Výrobce:
John Deere Diesel
Typ:
6 svislých válců s turbodmychadlem a mezichladičem (vzduch/vzduch)
Sériové číslo:
RG6081H233741
Kliková hřídel:
podélná
Jmenovité otáčky:
[min-1]
2100
Maximální výkon:
[kW]
143,75
Maximální točivý moment:
[Nm]
886
Vrtání:
[mm]
115,8
Zdvih:
[mm]
128,5
Kompresní poměr: Objem válců:
3
[dm ]
16,5
Obr. 4.3 Traktor John Deere
8,134
7920 ivt
28
Převodovka Typ:
IVT – plynule měnitelný převod
Pohon:
4K4
Rozměr pneumatik Přední náprava:
420/90R30, huštění 85 kPa
Zadní náprava:
480/80R46, huštění 115 kPa
Základní rozměry Rozchod - přední náprava: - zadní náprava: Rozvor:
[mm]
1524 - 2235
[mm]
1524 - 2984
[mm]
2860
Hmotnost traktoru (plná nádrž paliva, včetně obsluhy) - přední náprava:
[kg]
3012
- zadní náprava:
[kg]
5216
- celkem:
[kg]
8228
29
5
TABULKOVÉ A GRAFICKÉ ZPRACOVÁNÍ HODNOT
30
5.1 Získané hodnoty traktoru Fendt 920 vario Tab. 5.1 Hodnoty traktoru Fendt 920 vario [6]
Tahová
Otáčky
Tahový
Tahová
Měrná tahová
síla
motoru
Rychlost
Prokluz
výkon
účinnost
spotřeba
Ft
n
v
δ
Pt
η
mpt
[kN]
[min-1]
[km·h-1]
[%]
[kW]
[%]
[g·kW-1·h-1]
85,45
1849
4,64
15,1
110,2
80,26
292
75,97
1802
5,53
10
116,6
84,92
270
59,52
1796
7,29
6,1
120,6
87,84
260
49,87
1798
8,71
5,1
120,7
87,91
260
42,34
1794
10,2
4,4
120
87,40
262
36,24
1805
11,8
3,7
118,8
86,53
264
31,61
1802
13,26
3,2
116,4
84,78
269
74,4
1798
5,54
9,4
114,6
83,47
276
66,72
1798
6,33
7,4
117,4
85,51
267
60,22
1797
7,24
6,3
121,1
88,20
260
49,3
1801
8,93
4,8
122,3
89,08
258
42,64
1801
10,44
4,1
123,7
90,09
254
36,84
1795
11,99
3,5
122,7
89,37
256
32,91
1790
13,4
3,2
122,5
89,22
255
30,81
1805
14,22
3,1
121,7
88,64
259
31
5.1.1
Grafická analýza traktoru Fendt 920 vario FENDT 920 vario 140
Tahový výkon
Prokluz
Tahový výkon Pt [kW] Prokluz δ [%]
120 Pt = 2•10-5 Ft3 - 0,0118 Ft2 + 0,9304 Ft + 101,59
100
R2 = 0,7731
80 60 40 δ = 0,0001 Ft3 - 0,0159 Ft2 + 0,8145 Ft - 10,392
20
R2 = 0,9978
0 0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
Tahová síla Ft [kN]
Obr. 5.1 Závislost tahového výkonu a prokluzu na tahové síle traktoru
FENDT 920 vario
Měrná tahová spotřeba
-1
[g•kW •h ]
440
-1
Měrná tahová spotřeba mpt
480
400 360 mpt = 2•10-7 Ft3 - 1E-05 Ft2 - 4E-05 Ft + 0,2706
320
R2 = 0,8474
280 240 200 0
10
20
30
40
50
60
Tahová síla Ft [kN]
Obr. 5.2 Závislost měrné tahové spotřeby na tahové síle traktoru
32
70
80
90
FENDT 920 vario 16
Rychlost v [km•h-1]
14
Rychlost
12 10 8 6 v = -5•10-5 Ft3 + 0,0104 Ft2 - 0,8835 Ft + 32,634
4
R2 = 0,9968
2 0 0
10
20
30
40
50
Tahová síla Ft [kN]
Obr. 5.3 Závislost rychlosti na tahové síle traktoru
33
60
70
80
90
5.2 Získané hodnoty traktoru John Deere 7920 ivt Tab. 5.2 Hodnoty traktoru John Deere 7920 ivt [7]
Tahová
Otáčky
Tahový
Tahová
Měrná tahová
síla
motoru
Rychlost
Prokluz
výkon
účinnost
spotřeba
Ft
n
v
δ
Pt
η
mpt
[kN]
[min-1]
[km·h-1]
[%]
[kW]
[%]
[g·kW-1·h-1]
77,28
2226
4,02
11,44
86,4
67,65
365
70,42
2096
5,37
6,04
105,07
82,27
306
61,6
2097
6,36
4,59
108,9
85,27
294
51,94
2098
7,55
3,49
108,91
85,28
291
47,25
2103
8,33
2,93
109,32
85,60
288
42,4
2098
9,29
2,68
109,37
85,64
288
38,3
2100
10,24
2,28
108,97
85,33
294
34,63
2096
11,18
1,96
107,57
84,23
296
31,53
2098
12,19
1,67
106,74
83,58
297
28,72
2095
13,11
1,63
104,6
81,90
306
34
5.2.1
Grafická analýza traktoru John Deere 7920 ivt JOHN DEERE 7920 ivt 140
Tahový výkon
Prokluz
Tahový výkon Pt [kW] Prokluz δ [%]
120 100 Pt = -0,0008 Ft3 + 0,0992 Ft2 - 3,9079 Ft + 155,04
80
R2 = 0,9302
60 40 δ = 0,0002 Ft3 - 0,032 Ft2 + 1,4881Ft - 20,624
20
R2 = 0,978
0 0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
Tahová síla Ft [kN]
Obr. 5.4 Závislost tahového výkonu a prokluzu na tahové síle traktoru
JOHN DEERE 7920 ivt
440
Měrná tahová spotřeba
400 [g•kW-1•h-1]
Měrná tahová spotřeba mpt
480
360 320 280 mpt = 0,0023 Ft3 - 0,2852 Ft2 + 10,833 Ft + 170,63
240
R2 = 0,9393
200 0
10
20
30
40
50
60
Tahová síla Ft [kN]
Obr. 5.5 Závislost měrné tahové spotřeby na tahové síle traktoru
35
70
80
90
JOHN DEERE 7920 ivt 16
Rychlost v [km•h-1]
14
Rychlost
12 10 8 6 v = -9•10-5 Ft3 + 0,0155 Ft2 - 1,0615 Ft + 32,875
4
R2 = 0,9995
2 0 0
10
20
30
40
50
Tahová síla Ft [kN]
Obr. 5.6 Závislost rychlosti na tahové síle traktoru
36
60
70
80
90
5.3 Grafická analýza traktorů Fendt 920 vario a John Deere 7920 ivt Traktory FENDT 920 vario a JOHN DEERE 7920 ivt
Tahový výkon Pt [kW] Prokluz δ [%]
140 120 100 80
FENDT
60
JOHN DEERE
40
FENDT
20
JOHN DEERE
0 0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
Tahová síla Ft [kN]
Obr. 5.7 Závislost tahového výkonu a prokluzu na tahové síle traktorů
480
FENDT
JOHN DEERE
440 [g•kW-1•h-1]
Měrná tahová spotřeba mpt
Traktory FENDT 920 vario a JOHN DEERE 7920 ivt
400 360 320 280 240 200 0
10
20
30
40
50
60
Tahová síla Ft [kN]
Obr. 5.8 Závislost měrné tahové spotřeby na tahové síle traktorů
37
70
80
90
Traktory FENDT 920 vario a JOHN DEERE 7920 ivt 16
Rychlost v [km•h-1]
14
FENDT
JOHN DEERE
12 10 8 6 4 2 0 0
10
20
30
40
50
Tahová síla Ft [kN]
Obr. 5.9 Závislost rychlosti na tahové síle traktorů
38
60
70
80
90
6
VÝSLEDEK PRÁCE Výsledkem mé práce byla analýza výstupních hodnot traktorů Fendt 920 vario
a John Deere 7920 ivt. Na základě získaných hodnot z Nebrasky (tab. 5.1 a tab. 5.2), byly sestrojeny grafy jednotlivých závislostí metodou regresní analýzy. Grafické zobrazení je v kapitole 5. (tabulkové a grafické zpracování hodnot), kde jsou čitelné průběhy tahového výkonu, měrné tahové spotřeby, rychlosti a prokluzu v závislosti na tahové síle. Z grafů je patrné, že je zajímal pouze maximální tahový výkon traktorů.
6.1 Vyhodnocení tahových vlastností traktoru Fendt 920 vario Tento traktor měl celkovou hmotnost s obsluhou 8630 kg. Jeho nejnižší tahový výkon byl Pt = 110,2 kW, při měrné tahové spotřebě mpt = 292 g·kW-1·h-1 a tahové síle Ft = 85,45 kN při této síle byl největší prokluz δ = 15,1%. Účinnost dosáhla η = 80,26% při minimálním tahovém výkonu a výkonu PPTO = 137,3 kW, který byl měřen přes vývodový hřídel. Jeho maximální tahový výkon byl Pt = 123,7 kW při měrné tahové spotřebě mpt = 254 g·kW-1·h-1, tahová síla dosáhla Ft = 42,64 kN a prokluz činil
δ = 4,1%. Účinnost traktoru činila η = 90,09 % při maximálním tahovém výkonu a výkonu PPTO = 137,3 kW, který byl měřen přes vývodový hřídel.
6.2
Vyhodnocení tahových vlastností traktoru John Deere 7920 ivt Oproti prvnímu měl tento traktor celkovou hmotnost s obsluhou 8228 kg. Jeho
nejnižší tahový výkon byl Pt = 86,4 kW, při měrné tahové spotřebě mpt = 365 g·kW-1·h-1 a tahové síle Ft = 77,28 kN při této síle byl největší prokluz δ = 11,44%. Účinnost dosáhla η = 67,65% při minimálním tahovém výkonu a výkonu PPTO = 127,71 kW, který byl měřen přes vývodový hřídel. Jeho maximální tahový výkon byl Pt = 109,37 kW při měrné tahové spotřebě mpt = 288 g·kW-1·h-1, tahová síla dosáhla Ft = 42,4 kN a prokluz činil δ = 2,68%. Účinnost traktoru činila η = 85,64 % při maximálním tahovém výkonu a výkonu PPTO = 127,71 kW, který byl měřen přes vývodový hřídel.
39
6.3 Vyhodnocení tahových vlastností obou traktorů Při vyhodnocení obou traktorů jsem dospěl k výsledku, že Fendt 920 vario měl o
14,33
kW
vyšší
maximální
tahový
výkon,
to
činilo
11,58%
ztráty
u John Deera 7920 ivt. Rozdíl v měrné tahové spotřebě byl o 34 g·kW-1·h-1 nižší, u tahové síly byl nepatrný rozdíl pouze 0,24 kN vyšší a účinnost byla o 4,45% vyšší než u John Deera 7920 ivt. Důvodem rozdílu v tahovém výkonu bylo zatížení na přední nápravu. Rozdíl činil 412 kg. To se projevilo na větší styčné ploše pneumatiky a tím i většího záběru traktoru.
40
7
ZÁVĚR Cílem mé bakalářské práce bylo hodnocení tahových vlastností dvou traktorů
různých výrobců, stejné výkonové kategorie s hydromechanickou převodovkou. Posuzoval jsem traktory Fendt 920 vario a John Deere 7920 ivt. Velký rozdíl byl v zatížení na přední nápravu (adhezi), z čehož vyplývá velikost styčné plochy pneumatik. Přičemž součinitel záběru µ je konstantní a závisí na podložce (na betonu je µ = 0,9). Zatížení u traktoru Fendt 920 vario bylo o 12,06% větší. Vlivem většího zatížení vzrostl tahový výkon o 11,58%, tím klesla měrná tahová spotřeba paliva o 11,8% a účinnost se zvýšila o 4,45% oproti traktoru John Deere 7920 ivt.
41
8 [1]
SEZNAM POUŽITÉ LITERATURY KOLLHAMMER, D. Trendy ve vývoji traktorů [online]. Dostupné na internetu:
.
[2]
BAUER, F. – SEDLÁK, P. – ŠMERDA, T. Traktory. 1. vyd. Praha: Profi Press, 2006. ISBN 80-86726-15-0.
[3]
Common Rail [online]. Dostupné na internetu: .
[4]
DVOŘÁK, F. Traktory nových konstrukcí. Studijní informace – zemědělská technika a stavby, 1997, č. 5. Praha: ÚZPI, 1997. ISBN 80-85153-35-5.
[5]
PASTOREK, Z. Traktory. Agrospoj, Savov, 2001.
[6]
Summary of OECD test 2064 – Nebraska summary 389 [online]. Dostupné na internetu: .
[7]
Nebraska OECD tractor test 1835 – summary 427 [online]. Dostupné na internetu: .
42
9
SEZNAM OBRÁZKŮ
Obr. 3.1 Moderní traktorový motor ............................................................................... 12 Obr. 3.2 Common Rail .................................................................................................... 12 Obr. 3.3 Turbodmychadlo.............................................................................................. 12 Obr. 3.4 Recirkulace spalin pro snížení emisí NOx ........................................................ 13 Obr. 3.5 Schéma čtyřstupňového předlohového násobiče .............................................. 16 Obr. 3.6 Schéma čtyřstupňového planetového násobiče................................................. 16 Obr. 3.7 Schéma převodovky Vario ................................................................................ 18 Obr. 3.8 Schéma převodovky AutoPowr ......................................................................... 19 Obr. 3.9 Uspořádání převodovky AutoPowr .................................................................. 19 Obr. 3.10 Podvozek – rámová konstrukce systémového nosiče Fastac .......................... 20 Obr. 3.11 Odpružení přední nápravy.............................................................................. 21 Obr. 3.12 Nezávislé odpružení přední nápravy ............................................................. 21 Obr. 3.13 Přední náprava SuperSteer ........................................................................... 22 Obr. 3.14 Radiální pneumatika ....................................................................................... 22 Obr. 3.15 Flotační pneumatika ....................................................................................... 23 Obr. 4.1 Souprava pro měření tahové charakteristiky traktoru ..................................... 24 Obr. 4.2 Traktor Fendt 920 vario ................................................................................... 27 Obr. 4.3 Traktor John Deere 7920 ivt ............................................................................ 28 Obr. 5.1 Závislost tahového výkonu a prokluzu na tahové síle traktoru ........................ 32 Obr. 5.2 Závislost měrné tahové spotřeby na tahové síle traktoru ................................. 32 Obr. 5.3 Závislost rychlosti na tahové síle traktoru ....................................................... 33 Obr. 5.4 Závislost tahového výkonu a prokluzu na tahové síle traktoru ........................ 35 Obr. 5.5 Závislost měrné tahové spotřeby na tahové síle traktoru ................................. 35 Obr. 5.6 Závislost rychlosti na tahové síle traktoru ....................................................... 36 Obr. 5.7 Závislost tahového výkonu a prokluzu na tahové síle traktorů ........................ 37 Obr. 5.8 Závislost měrné tahové spotřeby na tahové síle traktorů ................................. 37 Obr. 5.9 Závislost rychlosti na tahové síle traktorů ....................................................... 38
43
