doc1 - Technická fakulta ČZU v Praze - Česká zemědělská univerzita v
download 
Stížnost Transkript
1 - Technická fakulta ČZU v Praze - Česká zemědělská univerzita v
ČESKÁ ZEMĚDĚLSKÁ UNIVERZITA V PRAZE TECHNICKÁ FAKULTA KATEDRA JAKOSTI A SPOLEHLIVOSTI STROJŮ Možnosti uplatnění dynamických měření při diagnostice motorových vozidel Autoreferát doktorské disertační práce Doktorand: Ing. Martin Pexa Školitel: Prof. Ing. Ladislav Pejša, DrSc. PRAHA 2005 Obsah Úvod ……………………………….……………………………………………………………………………………… Přehled současného stavu hodnocení vozidel ………………………………………………………………. 1.1 Stávající metody měření hlavních parametrů spalovacích motorů ……………………………. 1.1.1 Metody měření výkonových parametrů spalovacích motorů …………………………………. 1.1.1.1 Měření při stacionárním zatěžovacím momentu …………………………………………….. 1.1.1.2 Měření výkonových parametrů dynamických způsobem …………………………………. 1.1.2 Metody měření spotřeby paliva …………………………………………………………………………… 1.1.3 Měření emisních složek výfukových plynů …………………………………………………………… 1.2 Stávající metody hodnocení motorových vozidel …………………………………………………….. 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 Vytvoření celkové veličinové charakteristiky motoru …………………………………. 1.2.1.2.2 Aplikace dynamických měření na městský a mimoměstský cyklus ECE 83 R 1.2.1.2.3 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 Spotřeba paliva podle cyklu EHK a ESC …………………………………………………. 1.2.2.3 Městský jízdní cyklus pro autobusy ………………………………………………………………. 1.2.2.3.1 Zásady pro návrh A-cyklu ………………………………………………………………………. 1.2.2.3.2 Příklad zpracování jízdního segmentu A43 ……………………………………………… 1.2.2.3.3 Dílčí závěr ……………………………………………………………………………………………. 1.2.3 Aplikace dynamické kontroly brzdové soustavy vozidla ………………………………………… 1.2.3.1 Metody měření brzdné dráhy ……………………………………………………………………….. 1.2.3.2 Dynamicky měřený brzdný účinek ………………………………………………………………… 1.2.3.2.1 Princip dynamického měření brzdného účinku ………………………………………… 1.2.3.2.2 Stanovení brzdné síly ……………………………………………………………………………. 1.2.3.2.3 Modelování brzdné dráhy za nestandardních podmínek ………………………….. 1.2.3.2.4 Dílčí závěr ……………………………………………………………………………………………. 1.3 Stávající metody měření tahových charakteristik traktoru ………………………………………… 2. Cíl disertační práce ……………………………………………………………………………………………………. 3. Metodika disertační práce ………………………………………………………………………………………….. 4. Návrh modelování tahové charakteristiky traktoru a jeho práce na modelovém pozemku …. 4.1 Návrh virtuální tahové charakteristiky traktoru ………………………………………………………… 4.1.1 Návrh měření celkové charakteristiky motoru s výkonnostním regulátorem ……………. 4.1.2 Návrh virtuální tahové charakteristiky ………………………………………………………………….. 4.1.2.1 Zpracování problematiky prokluzu a terénní dostupnosti traktoru ……………………. 4.1.3 Vytvořená virtuální tahová charakteristika měřeného traktoru Z 8045 ……………………. 4.1.4 Problematika účinnosti traktoru Z 8045 ……………………………………………………………….. 4.2 Návrh simulace jízdy traktoru Z 8045 na modelovaném pozemku ……………………………. 4.2.1 Tvorba modelovaného pozemku ………………………………………………………………………… 4.2.2 Systém práce traktoru na modelovaném pozemku ………………………………………………. 4.2.2.1 Stanovení celkového jízdního odporu při jízdě na modelovaném pozemku ……… 4.2.2.2 Stanovení potřebného točivého momentu motoru ………………………………………….. 4.2.2.3 Stanovení otáček motoru …………………………………………………………………………….. 4.2.3 Stanovení spotřeby paliva na modelovaném pozemku ………………………………………… 4.2.4 Výsledky simulace v různých systémech jízdy …………………………………………………….. 4.3 Hodnocení vlivu přesnosti měření na výslednou spotřebu paliva ……………………………… 4.4 Dílčí závěr …………………………………………………………………………………………………………… 5. Diskuze …………………………………………………………………………………………………………………….. 6. Závěr ………………………………………………………………………………………………………………………… Summary ………………………………………………………………………………………………………………….. Literatura …………………………………………………………………………………………………………………… 1. 1 1 1 2 2 2 3 4 5 5 5 5 6 6 7 7 8 8 9 9 10 10 10 10 11 12 12 13 13 13 15 16 16 17 18 19 19 19 20 20 21 22 22 22 23 23 23 25 26 27 28 28 30 32 33 35 Úvod Silniční motorová doprava patří k nejrozšířenějším způsobům přepravy nákladů a osob a tedy i k největším znečišťovatelům životního prostředí. 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) bude 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 a rovněž škodlivé CO2. Výskyt jednotlivých složek je závislý na spotřebovávaných druzích paliva. Od roku 1990 výrazně vzrostla spotřeba bezolovnatého benzínu Natural a poklesla spotřeba olovnatého benzínu. Nižší spotřeba paliva a obvykle nižší cena motorové nafty vede uživatele k pořizování vozidel se vznětovým motorem a tím vrostl počet vyprodukovaných pevných částic. 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 ČR registrováno 5 997 306 silničních vozidel s průměrným stářím 16,6 roku. Z dosavadního vývoje důsledků rozvoje silniční dopravy lze vyvodit závěr, že její udržitelný rozvoj nezbytně vyžaduje zásadní opatření v podobě intenzivního technického a legislativního působení na soustavné snižování ekologické zátěže a na zvyšování bezpečnosti provozu. 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 systémy velkou měrou podílejí. Velkým přínosem pro ekologii, ekonomiku i bezpečnost provozu by tudíž bylo, kdyby se uvedená 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. 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. Uvedený úkol, který si autor vytkl, není jednoduchý a také zdaleka není jeho předloženou prací splněn. Autor zde vychází z principů dynamických a kvazistatických měření [27], které umožňují v krátkých časových okamžicích plně nahradit stabilní zatížení motoru zatížením dynamickým. Tento nový způsob měření se jeví jako vhodný pro aplikování do servisní praxe s investičními náklady, které jsou více jak desetinásobně menší než u klasického homologačního měření. 1. Přehled současného stavu problematiky hodnocení 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 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. 1 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. 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 a homologační stanice pro vozidla nová. Hlavním parametrem spalovacích motorů z hlediska ekonomiky a ekologie provozu je míra účinnosti přeměny chemické energie obsažené v palivu na mechanickou práci. Nejvýznamnějším ukazatelem této účinnosti je měrná spotřeba paliva, kterou lze charakterizovat jako komplexní diagnostický signál spalovacích motorů. Aby bylo možné stanovit tento komplexní diagnostický signál, je nutné, aby byly dostatečně přesně měřeny výkonové parametry a spotřeba paliva motoru. 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. Tab. 1.1 – Přehled metod měření výkonových parametrů motorů [21] Způsob zatížení Uložení motoru Stacionární (statické) zkušební stanoviště - předvolené otáčky motoru jsou udržovány zatěžovacím momentem brzdy (automobilové motory) - zatěžovací moment se volí nezávisle na otáčkách (motory s vlastní regulací) ve vozidle (v místě instalace) Princip měřícího zařízení klikovém hřídeli nebo jiném srovnatelném místě obvodu hnacích kol Absorpční dynamometry: - elektromagnetické vířivé brzdy - hydraulické brzdy - mechanické frikční brzdy - vzduchové brzdy (vrtulové) - tandemové brzdy (kombinace) Univerzální dynamometry: - elektrodynamické motorgenerátory na = nebo ∼ proud Torzní dynamometry (nebrzdí) klikovém hřídeli nebo jiném srovnatelném místě vývodovém hřídeli (traktory a užitková vozidla) obvodu hnacích kol (válcové zkušebny) Dynamické - urychlování setrvačných hmot zvoleným točivým momentem Měření výkonu na ve vozidle klikovém hřídeli nebo jiném srovnatelném místě přepočet výkonu na klikový hřídel 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 1.1.1.1 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 vstupů a výstupů z motoru konstantní. K udržování příslušného zatížení slouží celá řada dynamometrů. Měření motorovým dynamometrem na zkušebním stanovišti [21, 42, 72, 79] je způsob měření spalovacího motoru, který 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 2 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 hřídeli. Příslušná norma limituje přesnost měření jednotlivých signálů včetně korekcí na standardní podmínky. 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. 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 provozní podmínky. Měření spalovacího motoru ve vozidle pomocí válcového dynamometru [21, 34, 42, 72] eliminuje některé nedostatky předchozí metody. 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 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 výkonu motoru na klikovém hřídeli. I když 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. 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 zařízení 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, jsou v případě dynamických metod měřeny při dynamických režimech motoru, jako je urychlování a zpomalování jeho setrvačných hmot. 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 (nepřímá úměra). 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. 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. Válcové zkušebny pro dynamická měření [11, 21, 72] využívají jejich setrvačníkového provedení, které je původně pro kontrolu rychloměrů a tachografů, přezkoušení termostatů, teploměrů, apod. Zařízení je vybaveno válci, které jsou poháněny hnacími koly vozidla a v režimu akcelerace se k nim pro zvýšení setrvačnosti připojují setrvačníky. 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. 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. 3 Metoda měření při volné akceleraci [11, 21, 42, 36, 37, 40, 41] u vnější silou nezatíženého motoru je známa již dlouho dobu, ale bez objektivní podstaty. Pouze záleželo na subjektivních zkušenostech mechanika, který měření prováděl. S rozvojem techniky se postupně přešlo z méně přesných analogových přístrojů na digitální elektroniku a výpočetní techniku, která je naprosto 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 je poměrně snadnou záležitostí. Problematické je stanovení momentu setrvačnosti motoru, které se řeší několika způsoby. 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. Kromě uvedených nedostatků, má metoda měření na volných válcích také celou řadu předností. Kromě toho, že je zaručena vysoká opakovatelnost měření je toto měření prováděno bez demontáže motoru a dalších významných technických zásahů. Významnou výhodou je neomezený rozsah výkonově různých strojů, které jsou stejně přesně měřeny jediným přístrojem a také nízké pořizovací náklady. Kvazistatická metoda měření [11, 21, 36, 37, 40, 41] 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. Takto lze měřit poměrně snadno všechny druhy spalovacích motorů mobilních i stacionárních strojů. 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, které mohou zkreslit naměřená data o 1 až 3 %. 1.1.2 Metody měření spotřeby paliva Počet vozidel a tím také spotřeba paliva v České republice neustále roste. 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, 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. Měření spotřeby paliva pomocí průtokoměrů [11, 42] je poměrně jednoduché, ale má některé problémy, které souvisí především s jeho 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. Akcelerační způsob měření spotřeby paliva klade na konstrukci měřiče 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. 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. 4 Měření spotřeby paliva z emisí [11, 17, 21, 22, 42, 75] je závazný způsob pro homologační měření od 1. 1. 1997 v rámci Evropského společenství. Dnes se zpracovávají výsledky měření na počítači a není problém vypočítat z vyprodukovaného CO, CO2 a HC množství spotřebovaného 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. 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 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. Naopak při velkém průtoku ředícího vzduchu, několikanásobku průtoku spalin, se při změně režimu běhu mění výrazně koncentrace škodlivin a průtok zředěných spalin je takřka neproměnný. V tomto případě není nutné zajistit kontinuální měření hltnosti motoru, je však nutné zajistit konstantní ředění. Ani jeden z experimentů uvedených metod však nedosahuje přesností, které jsou běžné pro servisní průtokoměry tj. cca 1,5 až 2 %. Nadějněji se jeví počítání spotřeby paliva na základě metody konstantního ředění emisních plynů. 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. Význam kouřivosti je především u motorů vznětových, kde se projevuje mnohem výrazněji než u motorů zážehových. Ke kvantitativnímu popisu kouřivosti slouží zejména filtrační metoda, opacimetrie a hmotnostní měření koncentrace částic. K měření koncentrace plynných složek výfukových plynů produkovaných spalovacím motorem se využívá řada metod, z nichž jsou nejběžnější 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 dynamických měření je důležitá především rychlost odezvy na změnu složení analyzovaného vzduchu. Konstrukce analyzátorů s pracovní komorou není pro dynamické měření vůbec vhodná vzhledem k velkému zpoždění reakce na změnu. 1.2 Stávající metody hodnocení motorových vozidel 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 především se zaměřením na emisní složky výfukových plynů (EURO 4 – platné od roku 2005, EURO 5 – 2010). Na autobusy a těžká nákladní vozidla se však obvykle 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). 5 Princip měření 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 paObr. 4.1 – Městský jízdní cyklus podle normy ECE 83 R [78] liva 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 4.1. Obdobně je řešen mimoměstský jízdní cyklus. Zkušenost pracovníka a jeho schopnost vést vozidlo v tolerančních polích se výrazně projevuje na opakovatelnosti zkoušky a také na její přesnosti. 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 měřících metod. Mimoměstský cyklus je jeho obdobou a jeho aplikace má stejné výhody i nevýhody jako popsaný městský cyklus. 1.2.1.2.1 Vytvoření celkové veličinové charakteristiky motoru K měření se používá zařízení využívající metodu 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. Autor se domnívá, že pro použití v běžných automobilových Obr. 4.2 - Celková veličinová charakteristika servisech a při tolerancích běžných měřících přístrojů postačí z hlediska přesnosti systém měření 9 bodů. V jednotlivých bodech jsou měřeny otáčky motoru n a točivý moment M na základě snímání zrychlení motoru a během těchto měření je současně snímána spotřeba paliva SP pomocí palivoměru Flowtronic 205. Naměřené výsledky jsou zpracovány v tabulce číslo 4.1. Z těchto Tab. 4.1 - Naměřené body naměřených bodů se vyBod 1 2 3 4 5 6 7 8 9 2005 3426 4400 1976 3449 4383 2024 3426 4448 tvoří tři zán [ot.min-1] kladní žebra 0 0 0 29 65 55 88 91 90 M [Nm] SP [g.100ot-1] 1,293 1,314 1,222 2,360 3,385 2,988 5,084 1,314 4,849 celkové veličinové charakteristiky a jejich propojením se vytvoří celková plocha charakteristiky zobrazená na obrázku číslo 4.2. K proložení bodů je využita kubická funkce cspline programu Mathcad 2001 Professional.. 6 1.2.1.2.2 Aplikace dynamických měření na městský a mimoměstský cyklus ECE 83 R V této části je simulován jízdní režim městského cyklu, který vychází z uvedené závislosti na obrázku číslo 4.1. 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. Kromě naprogramovaného cyklu je třeba v každém jeho bodě vyhodnocovat otáčky a zatížení motoru a podle nich přiřazovat ke každému bodu cyklu odpovídající hodnotu spotřeby paliva. Otáčky motoru předepisuje již norma formou rychlosti a příslušného převodového stupně. Točivý moment motoru se získává zpracováním celkových jízdních odporů, které musí vozidlo Obr. 4.3 - Potřebný točivý moment motoru na projetí městského jízdního cyklu překonat. Výsledkem je pak závislost točivého momentu na čase cyklu na obrázku číslo 4.3. Spotřeba paliva v závislosti na čase cyklu je zobrazena na obrázku číslo 4.4, kdy při jejím stanovení bere se v úvahu prokluz kol i účinnost přenosu enerObr. 4.4 - Průběh spotřeby paliva gie na kola vozidla. pQ 1 n ∑ 6000 ⋅ δ i pQ100 pQLitre p n ⋅ Pal δp 100000 ⋅ pQ L1 100 ⋅ pQ L1 ⋅ ρ b , Mm ηp −1 66.93 ⋅ g ⋅ cyklus −1 6572 ⋅ g ⋅ 100km −1 8.94 ⋅ l ⋅ 100km pQ – spotřeba paliva [g.s-1] n – otáčky motoru [ot.min-1] δp - prokluz hnacích kol na hladkých válcích [-] Mm – točivý moment motoru [Nm] ηp – účinnost převodů [-] Pal(n,Mm) – funkce pro získání příslušné hodnoty spotřeby paliva [g.100ot-1] pQ100 – spotřeba paliva [g.100km-1] L1 – ujetá vzdálenost během cyklu [m] pQLitre – spotřeba paliva [l.100km-1] ρb – hustota paliva [g.cm-3] Spotřeba paliva v městském jízdním cyklu v praxi nejrozšířenějších jednotkách a to v litrech na 100 km, je vypočtena podle uvedených vztahů a dosahuje 8.94 l.100km-1. Obdobně je řešena Aplikace dynamických měření na mimoměstký jízdní cyklus s výslednou spotřebou paliva 6,23 l.100km-1. Kromě spotřeby paliva v městském a mimoměstském cyklu se ještě 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. Spotřeba paliva v kombinovaném režimu je 7,22 l.100km-1. 1.2.1.2.3 Dílčí závěr 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. 7 Systém jízd také není zcela shodný s uvedeným poměrem pro výpočet spotřeby paliva ve smíšeném cyklu. Osoba řidiče také nebyla během jízd neměnná. Její schopnost porozumět požadavkům motoru je rozdílná a výsledkem by vždy byla jiná průměrná spotřeba paliva. Problém se zvýšenou nepřesností souvisí také s měřením provozní veličinové charakteristiky, které bylo provedeno na vozidlovém motoru v zahřátém stavu, kdežto ve skutečném provozu se ve spotřebě 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 (spotřeba paliva v zimních a letních měsících rozdíl až 8 %). V budoucnu je tedy doporučeno doplnit simulaci městského a mimoměstského cyklu o teplotní závislosti a umožnění měření spotřeby paliva výpočtem z výfukových zplodin hoření. Na metodě měření spotřeby paliva z emisí při akceleračních měření pracuje katedra vozidel a pozemní dopravy ve spolupráci s katedrou jakosti a spolehlivosti strojů v rámci grantových projektů. 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 provedenou a po provedené údržbě a seřízení a také, v případě měření emisních složek, 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 byl řešen 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 autor vystupoval jak spoluřešitel. 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 používaný pro certifikaci velkých nákladních vozidel a autobusů na stanovení emisních standardů a jejich kontrolu. Pro evropské podmínky byl nahrazen testem ESC (European Stationary Cycle ) a ETC (European Transient Cycle). a) b) Obr. 4.5 – Grafické zobrazení zatížení a otáček motoru při měření 13-bodového testu: a) podle EHK 49 [79], b) podle ESC [80] 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 emise 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 na obrázku číslo 4.5. Obdobně je řešen 13-bodový test podle ESC. 8 Tento 13-bodový test má velkou nevýhodu v tom, že je měřen pouze samotný motor, který se zpravidla umisťuje na brzdovou stolici. To zkresluje výsledky proti měření ve skutečném zamontovaném stavu ve vozidle a na vozovce. V zamontovaném stavu má motor úplně jiné provozní podmínky. 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. Lépe vystihuje skutečné silniční podmínky a je složen ze 3 částí: - městský cyklus – první část jízdního cyklu s maximální rychlostí 50 km.h-1, - mimoměstský cyklus – druhá část jízdního cyklu s výraznou počáteční akcelerací a průměrnou rychlostí 72 km.h-1, - dálniční cyklus – třetí část cyklu s průměrnou rychlostí 88 km.h-1. Dynamický způsob měření aplikovaný na 13-bodový cyklus EHK 49 a ESC by mohl přinést s dobrou přesností stejné výsledky měření, jako homologační 13-bodový test, aniž by bylo zapotřebí vyjímat motor z vozidla a složitě ho umísťovat 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 Autor uvádí další možnost využití dynamických měření právě na tento 13-bodový cyklus. Vozidlo není třeba připojovat na válcové dynamometry, dotěžovat, nebo jinak se zabývat prokluzem, popřípadě kompletní demontáží motoru z vozidla. Zkouška je tím méně pracná a také mnohem rychleji vyhodnotitelná, což je vhodné zejména pro běžnou servisní praxi. 1.2.2.2.1 Vstupní celková charakteristika motoru a princip metody Mezi vstupní hodnoty patří především naměřená celková charakteristika motoru zobrazená na obrázku číslo 4.6. Způsob vytvoření této veličinové charakteristiky motoru je obdobný jako v předchozím případě u osobního vozidla. Nákladní vozidla a autobusy mají omezovací regulátor, který umožňuje podobný systém měření. 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 veličiObr. 4.6 - Celková charakteristika motoru ML 635 - spotřeba nové plochy využije funkcí v softpaliva v gramech za sekundu warovém prostředí MathCad 2001 Professional. Základem návrhu je kvazistatický způsob zatěžování vozidlových spalovacích motorů, který vychází z možností moderních akceleračních metod měření a je charakterizován tím, že plná akcelerace motoru působí opakovaně, vždy pouze v poměrně úzkém pásmu otáček. Princip metody: − Vozidlo je svými hnacími koly umístěno na dvou párech volných válců a bez použití dynamometru je motor při postupně různých nastavených polohách palivového pedálu brzděn a odbrzďován pomocí sešlapování a 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 dané 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 nebo vystupující z motoru, přičemž přesnost měření je dána použitým měřícím přístrojem. − 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 9 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. 1.2.2.2.2 Spotřeba paliva podle cyklu EHK a ESC Pro simulace je zapotřebí vhodně modelovat požadavky normy pro 13-bodový test formou tabulky. Z uvedené tabulky se spotřeba paliva vypočte podle uvedeného vztahu ze stanovené vážené spotřeby paliva a váženého výkonu. Pe13 – vážený efektivní výkon motoru [kW] Qpe 13 −1 mpe13 3600 ⋅ 352.5 ⋅ g ⋅ kWh Qpe13 – vážená spotřeba paliva [g.s-1] Pe13 mpe13 – měrná spotřeba paliva [g.kWh-1] Měrná spotřeba paliva vypočtená podle 13-bodového testu EHK pro vozidlo Karosa je podle tohoto vztahu 352,5 g.kWh-1. S využitím stejného postupu jako u testu EHK 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. 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 domluvený cyklus, který popisuje provoz vozidla ve městě, zobrazen je na obrázku číslo 4.1, nebo mimo něj. 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 a problém s prokluzem hnacích kol. Autobusy a těžká silniční vozidla mají, na rozdíl od osobních automobilů, malou zálohu 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 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. 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 při měřené spotřebě paliva. 1.2.2.3.1 Zásady pro návrh A-cyklu 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 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. Zrychlení je variabilní, závislé především na poměru výkonu motoru k urychlované hmotnosti vozidla. Ukázka je zpracována pro segment A43, který je v tabulce číslo 4.2 zvýrazněn. Kromě těchto dat ještě vstupují do výpočtu tyto důležité konstantní parametry: − − − − dolní provozní otáčky motoru, horní provozní otáčky motoru, doba stání vozidla před začátkem cyklu, doba řazení jednotlivých přev. stupňů, n0 = 1040 ot.min-1 nj = 1890 ot.min-1 t0 = 20 s tr = 0,8 s 1.2.2.3.2 Příklad zpracování jízdního segmentu A43 Vstupní a předvolené hodnoty se zpracovávají s cílem získat závislosti otáček motoru, tomu odpovídající řazené převodové stupně a potřebný točivý moment v závislosti na jízdní rychlosti vozidla. Údaje o potřebném efektivním točivém momentu se získávají v závislosti na celkovém jízdním odporu (odpor vzduchu, odpor valení, odpor stoupání) a na akceleračně změřené vnější otáčkové charakteristice motoru. 10 Tab. 4.2 - Rozvržení A-cyklu do jednotlivých segmentů -1 Sekce Segment Cm [km.h ] A11 15 A1 A12 32 A13 50 A21 15 A2 A22 32 A23 50 A31 15 A3 A32 32 A33 50 A41 15 A4 A42 32 A43 50 A51 15 A5 A52 32 A53 50 A61 15 A6 A62 32 A63 50 Legenda: α úhel sklonu vozovky [%] Cm rychlost vozidla [km.h-1] 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] Obr. 4.7 - Rychlost vozidla C a kumulovaná spotřeba paliva Qs 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 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. Výsledkem simulace je spotřeba paliva, která je stanovena v celkové veličinové charakteristice na základě známých otáček a efektivního točivého momentu motoru. Kumulovaná spotřeba paliva spolu s jízdním segmentem A43 jsou zobrazeny na obrázku číslo 4.7. Stejný postup je aplikován na všechny ostatní segmenty. Vypočtené hodnoty spotřeby paliva jsou zaznamenány pro jednotlivé segmenty v tabulce číslo 4.3. 1.2.2.3.3 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 zkoušky 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 především jeho uložením a použitím sacího a výfukového systému vozidla, čímž se blíží skutečným provozním podmínkám. Ve 13-bodovém testu podle EHK je motor měřeného 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. 11 V další části je simulován městský jízdní cyklus na autobusu Karosa. Je třeba při simulaci respektovat některá omezení, která plynou ze značně rozdílných a omezených schopností vozidla akcelerovat podle předepsaného cyklu. Tab. 4.3 – Výsledná kumulovaná spotřeba paliva Qs [g] a spotřeba paliva Ql [l.100km-1] Segment A11 A12 A13 A21 A22 A23 A31 A32 A33 A41 A42 A43 A51 A52 A53 A61 A62 A63 Qs [g] 55,0 144,0 230,6 75,1 247,7 323,1 41,0 83,1 142,9 45,5 109,9 165,3 57,1 199,3 243,6 33,3 62,4 108,3 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 Celý cyklus A Rovina Klesání Stoupání Zastávka Podmínky Zatížení Bez zatížení Celkem Zatížení Bez zatížení Celkem Zatížení Bez zatížení Celkem Zatížení Bez zatížení Celkem Rovina – zatížení Rovina – bez zatížení Stoupání – zatížení 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 Celý cyklus se dělí 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 4.3 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. 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. 1.2.3 Aplikace dynamické kontroly brzdové soustavy vozidla [38, 47, 50, 66, 76] 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 péči a kontroly provádět s mimořádnou péčí. Souhrnným ukazatelem technického stavu brzd je brzdný účinek, který lze vyjádřit měřenou brzdnou drahou nebo zpomalením vozidla. 1.2.3.1 Metody měření brzdné dráhy Ze zákonných předpisů 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 podle normované rovnice odvodit hodnoty dalších veličin, které je možno s daným přístrojovým vybavením snadno a přesně měřit: - 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, 12 - kontrola brzdného účinku měřením brzdného zpomalení decelerometrem. Všechny uvedené způsoby kontroly brzd mají společnou nevýhodu, která spočívá v tom, že se jedná o způsob „statický“ – měří se při malých rychlostech. 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 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. 1.2.3.2 Dynamicky měřený brzdný účinek Brzdová soustava silničního motorového vozidla představuje aktivní prvek 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. Následující navrhovaný dynamický systém kontroly brzdného účinku vychází z měření na válcích a pomocí vhodného programového vybavení umožňuje simulovat různé druhy podmínek provozu (včetně standardních), reakcí řidiče a stavu techniky. 1.2.3.2.1 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. Nejprve je nutno rozběhnout válce na obvodovou rychlost odpovídají rychlosti vozidla 62 – 67 km.h-1. 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 teprve 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 nutný čas pro opětovné dosažení ustálené rychlosti válců. Toto znovu dosažení původní obvodové rychlosti válců nelze v žádném případě vynechat, jelikož by nebylo možno správně 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. 1.2.3.2.2 Stanovení brzdné síly Brzdná síla je počítána podle následujícího vztahu jako součin hmotnosti a zrychlení. Fb Ghr ⋅ a 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. 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 4.8 a 4.9. Během zpomalování jsou v činnosti brzdy vozidla, které musí překonávat všechny setrvačné odpory a sílu elektromotorů, která je stanovena na základě části zrychlující. Výsledná brzdná síla je součtem předchozích dvou sil. Z obrázků číslo 4.8 a 4.9 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 – dole- 13 Obr. 4.8 - Rychlost, zrychlení a brzdná síla kol přední nápravy Obr. 4.9 - Rychlost, zrychlení a brzdná síla kol zadní nápravy (< levé, pravé >) Obr. 4.10 - Brzdná dráha měřeného vozidla 14 va). 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 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. Brzdná dráha tohoto vozidla 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. Výsledkem tohoto modelování není jen brzdná dráha za standardních podmínek, ale v další části jsou popisovány některé možnosti simulace, tj. zapracovat do řešení otázku opotřebení pneumatik, vliv větru, množství vody na vozovce a kombinace těchto jízdních podmínek. Brzdná dráha v dalších bodech je řešena tak, že jsou všechny parametry popisující jízdní stav konstantní a mění se postupně pouze uvedený parametr. 1.2.3.2.3 Modelování brzdné dráhy za nestandardních podmínek Tato část umožňuje uživatelům silničního motorového vozidla porozumět tomu, jak velká bude brzdná dráha za standardních, ale také za nestandardních podmínek. Podmínky lze libovolně měnit a sledovat jakým způsobem se bude měnit délka brzdné dráhy a dráhy do zastavení. Ovládání je zobrazeno na obrázku číslo 4.11. Lze sledovat výsledky v podobě tabulek: kvalita pneumatik a stav vozovky – tabulka číslo 4.4, vliv větru v ose vozidla – tabulka číslo 4.5, vliv sklonu vozovky – tabulka číslo 4.6, vliv zařazeného převodového stupně – tabulka číslo 4.7, vliv rychlosti reakce řidiče – tabulka číslo 4.8 a jejich možné kombinace. Uvedené hodnoty v tabulkách 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 je možné si povšimnout, že nová pneumatika (5 mm dezénu) zkrátila brzdnou dráhu na vozovce s větším množstvím vody proti pneumatice opotřebené (1,6 mm dezénu) o 2,5 až 7 metrů. Je tedy možné Obr. 4.11 – Modelování brzdné dráhy 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. Tab. 4.4 - Brzdná dráha (v metrech) v závislosti na hloubce dezénu a stavu vozovky Dezén 0 mm 0,5 mm 1 mm 1,6 mm 2 mm 3 mm Vozovka 58,7 58,7 58,7 58,7 58,7 Suchá 58,7 58,7 58,7 58,7 58,7 58,7 0,4 mm vody 58,7 73,1 72,1 71,2 69,5 67,9 0,8 mm vody 70,2 88,8 87,5 86,2 83,8 81,5 1,2 mm vody 84,7 94,3 93,4 92,4 90,6 88,9 1,6 mm vody 91,3 95,6 95,2 94,8 94,1 93,4 2 mm vody 94,4 276,7 275,7 274,7 272,6 270,6 Náledí 273,4 Tab. 4.5 - Vliv větru na délku brzdné dráhy - 120 Rychlost větru (km.h-1) 50,7 Brzdná dráha (m) - 80 54,0 - 40 56,8 Tab. 4.6 - Brzdná dráha v závislosti na sklonu vozovky Sklon vozovky (%) - 10 -5 -2 73,9 65,4 61,2 Brzdná dráha (m) 15 0 58,7 0 58,7 40 59,7 2 56,4 80 60,2 5 53,3 5 mm 58,7 58,7 65,0 77,3 85,6 92,0 266,7 120 61,6 10 48,8 Tab. 4.7 - Brzdná dráha [m] v závislosti na zařazeném převodovém stupni Převodový stupeň 2. 3. 4. 58,8 58,7 58,8 Vozidlo brzděno 415,2 540,5 632,3 Vozidlo nebrzděno Tab. 4.8 - Dráha do zastavení vozidla při proměnné době reakce řidiče Doba reakce řidiče (s) 0,2 0,4 0,6 0,8 63 68 72 76 Dráha do zastavení (m) 1,0 81 5. 59,0 700,8 1,5 92 2,0 103 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. 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. Autor se domnívá, že menší svahy jsou nebezpečnější, protože si je řidiči méně uvědomují. 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 poměru. K jeho stanovení se použije měření založené na akceleračním. Rozdíl v brzdné dráze a dráze do zastavení je právě v reakci řidiče. Dráha do zastavení reakci řidiče zahrnuje a brzdná dráha nikoliv. Řešit problematiku rychlosti reakce řidiče je spíše věcí dopravních psychologů než techniků. 1.2.3.2.4 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 poskytne 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. Měření a zpracování dat je nepatrně náročnější proti 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. 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 maximálních 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. Toto je několik hlavních nevýhod, 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 libovolnosti simulace provozních podmínek. 1.3 Stávající metody měření tahových charakteristik Mezi nejdůležitější typové zkoušky traktorů 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 také 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. 16 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 základních měření a ostatní parametry se dopočítávají. Standardní tahovou zkoušku [3, 9] je možno provádět na zkušební vozovce, ale zpravidla se měří na poli, tedy při podmínkách, ve kterých daný traktor pracuje. Problematické u tohoto typu zkoušek je značná časová a také prostorová náročnost. Během zkoušek se provádí měření tahové síly, střední hodnoty rychlosti, prokluzu a spotřeby paliva. Standardní tahové zkoušky traktorů jsou velmi prostorově a časově náročné a proto byly na České zemědělské univerzitě v Praze navrženy urychlené tahové zkoušky [3, 9], 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 korekcí setrvačnosti traktoru. 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. Velká časová a prostorová náročnost měření tahových zkoušek na poli vedla k rozvinutí výpočtových metod [3, 9], které nahrazují praktická měření. 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 v závislosti na otáčkách motoru n, - veškeré parametry traktoru jako jsou převodové stupně, 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 snadněji získat okamžité parametry otáčkové charakteristiky motoru a tím tuto výpočtovou metodu značně zpřesnit. Dále se ukazuje možnost, že by se dalo využít této metody k modelování průjezdu traktoru různě zvolenou drahou, bylo by pravděpodobně možné namodelovat pozemek majitele traktoru a rozličné způsoby zatížení pro dosažení velmi přesného odhadu spotřeby paliva a vyprodukovaných emisí. Problematika návrhu tahové charakteristiky traktoru a práce na modelovém pozemku na základě dynamického měření je podrobně popsána a rozebrána v následující kapitole číslo 4. 2. Cíl disertační práce Neustálé zvyšování počtu silničních motorových vozidel má za následek poškozování životního prostředí, které 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 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. 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. 17 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, který je použitý pro vytvoření celkové veličinové charakteristiky motoru, - návrh virtuální tahové charakteristiky traktoru, - návrh modelu práce traktoru na simulovaném pozemku. 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 prováděným homologačním zkouškám. Návrh dynamického měření spalovacích motorů s výkonnostním regulátorem je zaměřený 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. Body jsou zobrazeny na obrázku číslo 4.1. - 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, které jsou měřeny 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 přibrzdění je snímána spotřeba paliva po dobu minimálně 15 sekund. Nakonec je pedál brzdy uvolněn a během doby rozběhu je 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). - 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 naměřené celkové charakteristiky motoru. Postupně jsou virtuálně vypočítávány 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 standardních 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 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 zpracovává 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. 18 - 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. 4. Návrh modelování tahové charakteristiky traktoru a jeho práce na modelovém pozemku 4.1. Návrh virtuální tahové charakteristiky traktoru Autor v následující části měří a vypočítává tahovou charakteristiku na traktoru Zetor 8045. Výchozí pro provedení simulace je celková charakteristika motoru, která se v tomto případě měří rozdílným způsobem s ohledem na výkonnostní regulátor. 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. Čím více bodů v charakteristice se naměří, tím je výsledná simulace přesnější. Během měření byla snímána pouze spotřeba paliva pomocí mechanického palivoměru Mannesmann Kienzle. Aby bylo možné správně zvolit střední a maximální hodnoty zatížení motoru a zároveň aby bylo možné omezit celkovou plochu z hlediska možnosti dosažení těchto hodnot motorem měřeného vozidla, je třeba znát maximální točivý moment motoru, podle nějž se odhadne střední hodnota zatížení. Zároveň je třeba podle celkové charakteristiky posoudit stav a funkčnost regulátoru, který ovlivňuje nastavení středního momentu a předvolených otáček motoru. Efektivní hodnota točivého momentu motoru Me je získána z kladných hodnot úhlového zrychlení motoru. Záporná část úhlového zrychlení motoru slouží pro výpočet ztrátového točivého momentu Mo. Podle vnější otáčkové charakteristiky motoru jsou voleny měřící otáčky 1000, 1500 a 2000 ot.min-1. Při měření motoru bez vnějšího zatížení (body 1 – 3) nemusí být vozidlo umístěno na volných válcích. Měří se spotřeba paliva bez zatížení. K nastavení měřících otáček motoru je užito ručního plynu. Problém s přesností je zde zejména 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. V případě nulového zatížení a nastavených nízkých otáčkách motoru může vzniknou chyba v důsledku toho, že se průtokoměr otočí méněkrát. Pro zmenšení této chyby doporučuje autor měřit minimálně 30 s nebo užít citlivější palivoměr. V každém bodě se počítají střední otáčky motoru ns, střední indikovaný točivý moment Mis a indikovaná měrná spotřeba paliva mi. Měření motoru při maximálním zatížení (body 7 – 9) 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 středního zvoleného bodu. Kromě dříve uvedených indikovaných hodnot je možné také zpracovávat hodnoty efektivní. Měření motoru při středním zatížení (body 4 – 6) je odlišné od předchozích dvou způsobů měření z důvodu použití výkonového regulátoru, který je používán zejména u traktorů a jiných zemědělských vozidel. Systém měření představuje nejprve zpracování sklonu regulační větve. 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 střední otáčky motoru. Tab. 4.1 – Měřené body 1 - 9 Střední otáčky motoru ns [min-1] Střední indikovaný točivý moment Mis [Nm] Indikovaná měrná spotřeba paliva mi [g.kWh-1] Efektivní měrná spotřeba paliva me [g.kWh-1] 1 999 2 1501 3 1994 4 1054 5 1449 6 1948 7 1241 8 1588 9 2066 90 116 140 186 327 343 332 342 352 167 136 123 256 177 144 183 156 151 - - - 516 271 242 263 241 257 19 Po nastavení příslušných otáček je vozidlo na válcích rozjeto na známý rychlostní stupeň tak, aby otáčky motoru odpovídaly počátku měření. Následně je vozidlový motor zatížen provozní brzdou tak, aby otáčky klesly na požadované měřící. Aby bylo možné stanovit velikost zatížení je nutné získat hodnotu zrychlení, která se obdrží tím, že se vyšlápne spojka a motor se snaží zvýšit otáčky na původní nastavené. V okamžiku středních měřících otáček se odečte velikost úhlového zrychlení. Moment setrvačnosti je nutné v tomto případě redukovat, protože při vyšlápnutí spojky jsou všechny momenty setrvačnosti za spojkou odstaveny. V každém bodě se počítají ns, Mis a mi a je možné také zpracovávat efektivní hodnoty. Obr. 4.1 - Omezená celková charakteristika motoru Na obrázku číslo 4.1 je zobrazena celková veličinová charakteristika motoru, která je z praktického hlediska omezena pracovní oblastí (je dána měřenou vnější otáčkovou charakteristikou motoru). 4.1.2 Návrh virtuální tahové charakteristiky 4.1.2.1 Zpracování problematiky prokluzu a terénní dostupnosti traktoru Traktor je vozidlo, které převážně pracuje v polních podmínkách a výraznou měrou do jeho práce zasahuje velikost prokluzu. Proto autor do simulace zahrnuje velikost prokluzu, který z praktického hlediska zpracovává v závislosti na tahové síle. U smluvních tahových zkoušek traktorů byly domluveny závislosti standardních prokluzů na součiniteli záběru. Pro kolové traktory jsou to standardní prokluz SP 1, SP 2 a SP 3, které jsou uvedeny na obrázku číslo 4.2. Pro softwarové omezení volby úhlu stoupání autor provádí výpočet Obr. 4.2 - Závislost prokluzu na velikosti tahové síly příčných a podélných sta bilit traktoru. Z hlediska statické podélné a příčné stability je pro daný traktor bez vnějšího zatížení tahovou silou a zrychlením limitní velikost svahu o sklonu 44°. Zpracováním omezujících podmínek lze stanovit pracovní oblast traktoru. Mezi omezující podmínky patří: − Mez řiditelnosti – Mez řiditelnosti, s přihlédnutím k vnějším silám (kromě odporu vzduchu), se vypočte ze silového rozboru. Autor vyjímá odpor vzduchu z toho důvodu, že při malých rychlostech, kterými se traktor pohybuje, je tento odpor zanedbatelný. − Mez možností motoru – Mezí možností motoru se rozumí schopnost traktorového motoru zdolat zvolené stoupání v závislosti na zvoleném převodovém stupni a jeho celkovém poměru včetně poloměru hnacích kol. V grafickém zpracování je zpracován 5. převodový stupeň. − 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. 20 Grafické zpracování je znázorněné na obrázku číslo 4.3, kde menší šrafovaná oblast je pracovní oblast pro traktor 4x2 a větší šrafovaná oblast pro traktor 4x4. Měřený traktor Zetor 8045 umožňuje obě konstrukční varianty. Obr. 4.3 - Pracovní oblast traktoru 4.1.3 Vytvořená virtuální tahová charakteristika měřeného traktoru Z 8045 Obr. 5.4 - Celková tahová charakteristika traktoru Z 8045 21 Postupně jsou zpracovávány závislosti rychlosti, tahového výkonu a spotřeby paliva na tahové síle z nichž je vytvořena virtuální tahová charakteristika. Na obrázku číslo 4.4 je tahová charakteristika traktoru Zetor 8045. Tahová charakteristika je získána na základě kvazistatické metody v kombinaci se stávající výpočtovou metodou. Kvazistatická měřící metoda umožnila snadné a rychlé získání celkové charakteristiky motoru, která definuje jeho pracovní schopnosti. Další parametry byly postupně vypočítány. Měřená tahová charakteristika za skutečných polních podmínek přináší objektivnější informace, ale vzhledem ke své velké časové a prostorové náročnosti by ji mohla v běžné servisní praxi nahradit kombinace kvazistatické a výpočtové metody. Samostatná výpočtová metoda pracuje s tabulkovými a grafickým závislostmi a nepřináší tedy aktuální hodnoty, které se týkají současného technického stavu vznětového motoru. Virtuální tahovou charakteristiku 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. Velmi zajímavou možností, která z předchozího vyplývá, by byla simulace pracovního nasazení na libovolném pozemku, který by byl modelován podle skutečné předlohy. Simulací bylo možno odpovědět na otázku velikosti spotřeby paliva a vyprodukovaných škodlivých emisních složek. Na základě tohoto porovnání by bylo možno vyslovit závěr, který traktor je pro dané pracovní podmínky a určené nasazení nevhodnější z hlediska spotřeby paliva a vyprodukovaných emisí. 4.1.4 Problematika účinnosti traktoru Z 8045 Jednotlivé druhy účinností a celková tahová účinnost jsou uvedeny v obrázku číslo 4.5. 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. 4.5 - Účinnost traktoru Z 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: - plochu 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 přev. stupně řidičem, nastavení otáček motoru, systém jízdy na modelovaném pozemku atd. 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 pozemku a také jeho sklon. Vlastní návrh pozemku je zapsán do matice o 10000 buňkách. 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 vznikla plocha spojitá na obrázku číslo 4.6. K vytvoření spojité plochy pole autor používá funkce programu Mathcad 2001 Professional INTERP doplněné funkcí CSPLINE. Pro použití těchto funkcí je třeba vstupní hodnoty z původní matice Pozemek upravit, kde RPxy jsou velikosti stran pozemku v rozsahu od 0 do 1000 metrů. Matice RP představuje vybrané parametry převýšení pole z původní matice. Po této úpravě lze použít rovnici pro interpolaci pozemku, kde rp představuje hodnotu řádku v matici Pozemek a sl hodnotu sloupce. Obr. 4.6 - Spojitá plocha pole 22 Uvedený pozemek je smyšlený, ale stejným způsobem by bylo možno pracovat se skutečným existujícím pozemkem. 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 nájezdu 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, tak dojde ke změně měrné i celkové spotřeby 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 pozemku neměla překročit 5 % z celkové spotřeby paliva. Jízdní spotřeba paliva by potom byla se systematickou chybou menší než 2 %. 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 Xz). Následující body rozpracovávají jednotlivé potřebné hodnoty pozemku 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. Jako pracovní nástroj autor pro simulaci zvolil tříradličný nesený pluh Servo 25-302. Pracovní šířka celého pluhu je pro modelování 1 m. 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 veličinu z hlediska množství dat, která jsou nutná ke zpracování a vyžadují výkonnou výpočetní techniku. 4.2.2.1 Stanovení celkového jízdního odporu při jízdě na modelovaném pozemku Celkový jízdní odpor se získá součtem všech jízdních odporů. V případě traktoru odporu pracovního nářadí, odporu stoupání a odporu valení. Velikost celkového jízdního odporu traktoru po přenosu na klikový hřídel motoru udává potřebný točivý moment motoru na jeho překonání. ( ( ) ( ) ( ) ( ) COt rpt , sp ON rpt , sp + OSt rpt , sp + OV rpt , sp COz rpz , sp ON rpz , sp + OSz rpz , sp + OV rpz , sp ) ( ) ( ) ( ) 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] 4.2.2.2 Stanovení potřebného točivého momentu motoru V závislosti na velikosti celkového jízdního odporu a zvoleného převodového stupně je vypočítaný potřebný točivý moment podle následujících vztahů pro směr TAM a ZPĚT. Mmt(rpt,sp) – potřebný točivý moment motoru ve směru TAM [Nm] COt rpt , sp ⋅ r2 Mmz(rpz,sp) – točivý moment motoru ve směru ZPĚT [Nm] Mm t rpt , sp ict rpt , sp ⋅ η m COt(rpt,sp) – celkový odpor jízdy ve směru TAM [N] COz(rpz,sp) – celkový odpor jízdy ve směru ZPĚT [N] COz rpz , sp ⋅ r2 r2 - poloměr zadního kola [m] Mm z rpz , sp ηm - mechanická účinnost převodů [-] icz rpz , sp ⋅ η m 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 4.7. ( ( ) ( ) ( ( ) ( ) ) ) 23 Aby nedošlo k překročení maximálního točivého momentu motoru je jeho skutečná velikost s touto hodnotou neustále kontrolována. Z praktického hlediska je vhodnější a programově možné nespecifikovat napevno zvolený převodový stupeň, ale provádět jeho neustálou kontrolu tak, aby se potřebný točivý moment motoru pohyboval v úzkém pásmu nejmenší měrné spotřeby paliva. Řidiči traktoru by mohly být a) v tomto směru poskytovány informace ve formě doporučení přeřadit na výhodnější převodový stupeň z hlediska optimalizace spotřeby paliva. Podobným způsobem budou pravděpodobně možné optimalizovat i emise výfukových složek. Nejmenší měrné spotřeby paliva dosahuje motor traktoru Zetor 8045 při otáčkách motoru minN = 1714 ot.min-1 a točivém momentu minM = 180 Nm. Předběžně je stanoveno povolené pásb) mo rozsahu točivého momentu 20 % Obr. 4.7 - Točivý moment motoru ve směru: a) TAM, b) ZPĚT 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. Následující algoritmus kontroluje velikost točivého momentu motoru. V případě, že jsou překročeny spodní hranice PMmin = 144 Nm nebo horní hranice PMmax = 216 Nm je změněna velikost převodového stupně 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 is°t rpt , sp ( ) Mm t rpt , sp ( ) COt rpt , sp ⋅ r2 ( ) ispt rpt , sp ⋅ η m ( ) Mm z rpz , sp ( ) COz rpz , sp ⋅ r2 ( ) is°t(rpt,sp) – přev. stupeň ve směru TAM [°] is°z(rpz,sp) – přev. stupeň ve směru ZPĚT [°] r2- poloměr zad. kola [m] ηm – účinnost převodů [-] ispt(rpt,sp) – celkový přev. poměr - TAM [-] ispz(rpz,sp) – celkový přev. poměr - ZPĚT [-] ispz rpz , sp ⋅ η m V případě, že se nechá tento algoritmus třikrát zopakovat, dosáhne se finální hodnoty točivého momentu a tomu odpovídajících převodových stupňů na obrázku číslo 4.8 a 4.9. V případě, že je pásmo příliš úzké nastane situace, že se algoritmus nemůže rozhodnout který převodový stupeň vybrat. Takový příklad je např. Obr. 4.8 – Doporučené převodové stupně 24 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. Tento moment Obr. 4.9 - Změna točivého momentu ve vybraných částech související se je po motoru požadozměnou převodového stupně - třetí stupeň algoritmu ván na vykonání práce. Se změnou točivého momentu se změnily také vstupní hodnoty zvolených zařazených převodových stupňů a s tím souvisejících převodových poměrů. Původní navrhovaný 4. převodový stupeň byl v některých případech nahrazen převodovým stupněm 3., což je zobrazeno na obrázku číslo 4.8. 4.2.2.3 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, která je získána postupem: - na vnější charakteristice 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, jsou nalezeny odpovídající konstanty rovnice Kk (k1 až k5). 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 stanový otáčky motoru, které se nastaví na ručním plynu. Výpočtem je stanovena hodnota otáček nz = 1799 ot.min-1, kterou musí řidič nastavit na ručním nebo nožním plynu. Spolu s první omezující podmínkou momentu se pak traktor pohybuje v úzkém pásmu minimální měrné spotřeby paliva. Hodnoty otáček motoru tak jsou podle následující rovnice znázorněny na obrázku číslo 4.10. ( ) ( )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] Může nastat případ, který vylučuje použití výše uvedené rovnice. To je případ, kdy zatížení motoru dostoupí vnější a) 25 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. Tento uvedený případ může nastat pokud nejsou konstrukcí správně voleny převodové poměry jednotlivých převodových stupňů nebo u prvního převodového stupně b) v případě vzrůstajícího zatížení. Obr. 4.10 - Otáčky motoru: a) ve směru TAM, b) ve směru ZPĚT 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 4.11. Zvýrazněný bod v obrázku udává hodnotu otáček, kdy se právě shodují otáčky podle regulátorové a vnější charakteristiky Obr. 4.11 - Přepočítávající charakteristika otáček nb(n) 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 4.1 snadno pomocí níže uvedené funkce získat odpovídající měrné spotřeby paliva zobrazené na obrázku číslo 4.12. Další závislosti jako je například hodinová spotřeba paliva je třeba podobným způsobem vypočítat se zohledněním prokluzu a tedy skutečné jízdní rychlosti vozidla, která se promítne také na době, kterou traktor potřebuje, aby splnil požadovanou funkci – zoral celý simulovaný pozemek. a) b) Obr. 4.12 - Měrná spotřeba paliva: a) ve směru TAM, b) ve směru ZPĚT 26 ( ) MSP z ( rpz , sp) MSP t rpt , sp ( ( ) ( )) MSP ( nvz ( rpz , sp) , Mm z ( rpz , sp) ) MSP nvt rpt , sp , Mm t rpt , sp MSPx(rpx,sp) – měrná spotřeba paliva [g.kWh-1] Nvx(rpx,sp) – otáčky motoru [ot.min-1] Mmx(rpx,sp) – točivý moment motoru [Nm] 4.2.4 Výsledky simulace v různých systémech jízdy V této části shrnuje autor výsledky simulace 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. V obou systémech je spotřeba paliva porovnávána při různých simulovaných podmínkách volby převodového stupně řidičem. Pro uvedené pracovní nasazení přicházejí v úvahu převážně převodové stupně od druhého po pátý. Tabulka číslo 4.2 uvádí spotřebu paliva v systému jízdy napříč vln jako (celková spotřeba v litrech, gramech, spotřeba paliva v litrech za hodinu, v gramech za hodinu a v litrech na 100 km). Tab. 4.2 – Spotřeba paliva pro stálé převodové stupně – systém jízdy napříč vln Krok = 10 Krok = 1 5° 4° 3° 2° 1000 1000 1000 1000 1000 1000 Čas [h] 238,971 239,923 188,639 215,85 244,918 376,697 Spotřeba [L] 2267,434 2268,012 3450,335 2376,062 2275,951 2597,411 1893307 1893712,2 2881029,6 1984011,4 1900419,5 2168838,5 Dráha [km] Spotřeba [g] -1 Spotřeba [L.h ] -1 Spotřeba [kg.h ] -1 Spotřeba [L.100km ] 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 Odchylka L.100km-1 [%] Sloupec s nápisem Krok = 10 a Krok = 1 porovnává mezi sebou výsledky simulace v závislosti na zvolené velikosti kroku. Menší krok vyžaduje větší nároky na výpočetní techniku a nepřináší žádné velké zpřesnění. 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, tak bude mít nejpříhodnější spotřebu paliva. Pokud však za stávající situace zvolí 3. převodový stupeň a bude ho provozovat po 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 %. Nejnižší spotřeba paliva na 100 km v případě systému jízdy napříč vln je 226,743 Litr.100km-1. Výsledky pracovní jízdy podél vln jsou, jako v předchozím případě napříč vln, zpracovány do tabulky číslo 4.3. 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 pozemku, kterou si pro jednoduchost autor navrhl. Tab. 4.3 – Spotřeba paliva pro stálé převodové stupně – systém jízdy podél vln Dráha [km] Čas [h] Spotřeba [L] Spotřeba [g] -1 Spotřeba [L.h ] -1 Spotřeba [kg.h ] Spotřeba [L.100km-1] Odchylka L.100km-1 [%] Krok = 10 Krok = 1 5° 4° 3° 2° 1000 1000 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 27 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 pozemku se zaměřením se na jeho profil a především na odpor půdy. K popsání rozměrů a profilu skutečného pozemku 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 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 (vliv rozměrů na jízdní spotřebu paliva [Litr.100km-1] bude menší než 0,5 %). Odpor půdy má vliv na velikost pracovního odporu použitého nástroje. Rozbor přesnosti v této oblasti autor neuvádí, protože by to bylo nad rámec práce a touto problematikou se zabývají pracovníci katedry zemědělských strojů na České zemědělské univerzitě v Praze. Je porovnávána přesnost pokud některý z měřících bodů je změřen v otáčkách s chybou 100 ot.min-1. Výsledná chyba ve všech případech nepřesáhla 1 %. Chyba je posuzována jako extrémní, pokud provádí měření pracovník, který nemá zkušenosti s kvazistatickým měřením. U pracovníka se zkušenostmi autor předpokládá odchylku menší než 20 ot.min-1. Stejným způsobem je hodnocen vliv točivého momentu s odchylkou ±25 Nm. Odchylka jízdní spotřeby paliva se v tomto případě pohybuje pod 2 %. Pokud při odečítání hodnoty spotřeby paliva u nějakého bodu vznikne chyba 5 %, tak opět výsledná jízdní spotřeba paliva nemá odchylku větší než 2 %. V případě skutečného měření nastávají různé kombinace nepřesností, které se vzájemně sčítají nebo odčítají. Autor však předpokládá, že při přesnosti použitých servisních měřících zařízení a pečlivosti měřící osoby by se chyba měla pohybovat výrazně pod 5 %, kterou autor stanovil na základě posunutí celé veličinové charakteristiky. Mohou však nastat také případy, kdy je měřený bod stanoven s extrémní nepřesností. V takovém případě dochází k výrazné deformaci celkové veličinové charakteristiky, kdy je její typická vanovitá podoba zdeformována tak, že nemá své typické minimum. Vytvoření takové charakteristiky na základě měřených bodů vede ihned k domněnce o nesprávnosti měření, které je pak nutné opakovat. 4.4 Dílčí závěr V této části autor simuloval tvorbu tahové charakteristiky traktoru a jeho práci na vytvořeném imaginárním pozemku. Virtuální tahová charakteristika na obrázku číslo 4.4 je vytvořena jako kombinace experimentální a výpočtové charakteristiky. Na uvedeném traktoru Z 8045 je naměřena výkonová charakteristika motoru a vytvořena na základě měření celková charakteristika spotřeby paliva. Pokud by byly měřeny i emise výfukových zplodin předpokládá autor, že zpracování by bylo zcela obdobné. Pro lepší možnost porovnání výpočtové tahové charakteristiky a navrhované tahové charakteristiky autor přeložil obrázky z literatury zjištěné výpočtové a navrhované virtuální tahové charakteristiky přes sebe, což je zobrazeno na obrázku číslo 4.13. Lze říci, že se charakteristiky 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. 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 této vypracované tahové charakteristiky lze porovnat tahové vlastnosti stejného traktoru v průběhu času nebo před a po seřízení motoru a zároveň je vstupem pro 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 současného traktoru, nebo pomoci při výběru pracovní techniky aniž by vozidlo muselo absolvovat nějaké pracovní nasazení. Celou simulaci autor ukazuje na orební práci, ale předpokládá, že použití bude možné i na ostatní činnosti, které jsou popsány matematickými vztahy. 28 Obr. 4.13 – Porovnání virtuální a výpočtové tahové charakteristiky 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 počítačové simulované podoby. Podle množství vyprodukovaných emisních složek by bylo možné velké znečišťovatele znevýhodnit a naopak pomoci těm, kteří dbají o stav našeho životního prostředí („čím méně škodlivých složek vyprodukuje, tím méně bude platit“). 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. 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 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. 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 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. Během celé simulace pracovních podmínek autor předpokládá při porovnání se skutečností zkušeného řidiče, který řadí převodové stupně s ohledem na minimální vyprodukovanou měrnou spotřebu paliva. Navrhovaný systém doporučuje řazení převodových stupňů s ohledem na její minimální velikost. Pokud by bylo vozidlo vybaveno GPS, které by předávalo řídící jednotce informace o poloze, potom by systém umožňoval radit řidiči, jaký převodový stupeň je s ohledem na měrnou spotřebu paliva nejvhodnější. Samozřejmostí by byla možnost využít podobného systému v poloautomatických, automatických a převodovkách variabilních s plynule měnitelným převodovým poměrem. Navrhovaný systém by tak 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. 29 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. 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 Obr. 5.1 – Závislost teploty motoru na čase 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 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. 30 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. 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. Z-tím však je možno s určitou pravděpodobností předpokládat, že i vliv uvedených nových řídících prvků bude možno zahrnout do čtyřrozměrné závislosti. Výše uvedené dvě veličinové plochy M1 a M2 na obrázku číslo 5.2 představují pouze dvě diskrétní možnosti vyjádření čtvrtého rozměru Obr. 5.2 – Čtyřrozměrná charakteristika 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. 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 Obr. 5.3 – Návrh měřícího a diagnostického pracoviště 31 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 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. 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. 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, 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. 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 doklad o přínosu servisního opatření pro zákazníka. 32 Summary Possibilities of use of dynamic measuring for motor vehicle diagnostics 1. Current situation Technical progress of automotive industry goes along with the increase in the number of machines and devices, on which basic specifications of quality, reliability, ecological and economical operation are applied. These requirements are not to be fulfilled only by means of high quality design and manufacturing – the vehicle needs to be maintained and its function inspected on a regular basis, because the fuel resources are not unlimited, there is an environmental load resulting from exhaust gases emission and a human life can thus be in threat. The objective of service stations is to check functionality of all the vehicle devices, especially of those affecting directly the automotive traffic safety and environmental characteristics of vehicle operation, because automotive traffic is a major contributor to pollution of the environment. For this purpose, technical inspection stations (MOT stations) for vehicles in operation and homologation stations for new vehicles have been introduced. A number of methods for measurements of power parameters, power and torque, fuel consumption and combustion engines’ emissions vs. engine RPM are currently in use. The requirements of techniques of various methods are different resulting in varying accuracy of the methods. According to the nature of load, these methods can be classified as stationary or dynamic. The homologation measurements are described in detail by standards. The methodology of these measurements aims to be applicable in real operation conditions. The problem of the common service tests is their simplification in comparison with homologation tests. Because of this, there is only limited information on the behaviour of a vehicle in real road traffic available. Due to the developing dynamic method of engine measurement and increasing capacity of information technology, an alternative to standardized homologation tests is possible, with respect to limited financial resources and requirement of real time results. 2. Objectives of the thesis The author’s general objective is to make the common service measurements as close to standard homologation measurements as possible. The prerequisite of this is to find a method with accuracy comparable to the homologation measurements and with reasonable investment and operation requirements. Such a method could be well applicable in both common service praxis and mandatory inspections of vehicle emissions. Basing on his own analysis, the author believes the application of dynamic measurements of combustion engines using information technology, which recently greatly advanced and is capable of fast measurement, processing and evaluation of the data. The objective of the thesis is not to apply the dynamic measurements to standard homologation tests of automotive vehicles, but to provide measurement methods of comparable accuracy and capable of widespread application in operational measurements, which would be substantially cheaper both in terms of initial investment and operation. The author focuses especially on the development of computation algorithms, which are being used in currently solved grant-funded projects. Typically, the computation algorithms are designed using “training” sets of measured data. The outputs are: design and development of a computation model for urban and extra-urban driving cycle of a personal car, design and development of a computation model for urban driving cycle of heavyduty vehicles and buses, development of 13-point test for buses and large heavy-duty vehicles, development of dynamic measurement of vehicle braking distance, development of a model of traction characteristic and work of a tractor on a simulated field. The author focused on development of dynamic measurement of traction characteristic of a tractor and a model of work of a tractor on a simulated field, which is described in detail in the following chapters. Other topics are explained rather generally, the detail analysis is omitted due to the limitation of space. 33 3. Methodology The thesis is based on analysis of present state of standard homologation measuring methods. These methods are described, however, they are labour and capital intensive and therefore not suitable for common service stations. Basing on the analysis the author conducts basic measurements, which usually lead to total engine characteristic used for simulation of a standard homologation test. The simulation is carried out by means of computation algorithms in MathCad 2001 Professional, which are based on a system of equations. The result is a value or dependencies according to the simulated homologation method, with a possibility of comparison and verification of accuracy. Finally, a conclusion is drawn in a form of summary of advantages and problems which can emerge during the measurements, processing, creation of the total characteristic and simulation. The creation of calculation measuring traction characteristic of a tractor is described in detail. The characteristic has been for years usually obtained by a field test (time and space intensive), by laboratory test (complicated measurement technology involving dynamometer is neccessary), or by a calculation based on previously measured data (current technical condition of the tractor is ignored). Therefore the author focused on this part exploiting dynamic measurement methods. The traction characteristic is solved as a calculation-measured – the current engine’s technical condition is measured and actual variable characteristic is created. The remaining parameters are obtained from specification and technical instructions for the Zetor 8045 tractor. The author deals with analysis of slippage, which is an important factor affecting the results. The actual technical condition of the engine is measured dynamically aiming to obtain the traction characteristic and to simulate the fieldwork on a modelled field. The obtained traction characteristic is used for subsequent simulation of a work of the tractor on a field. The field is computer-modelled. The presented analysis of involved work resistances aims to make the simulation as close to real conditions as possible. This objective of the simulation is to recommend the driver suitable speed gears in order to minimise the fuel consumption. The analysis and assessment of exhaust emissions is not performed, but it can be assumed that for a sufficiently accurate dynamic measurement method the presented simulation and processing of results would be analogical to the case of fuel consumption. 4. Conclusions The author in the thesis lists and emphasises several basic possibilities of utilisation of dynamic measurements based mainly on the quasi-static principle. The proposal of utilisation of the presented measuring system is formulated for the following cases: urban and extra-urban driving cycle for personal automobiles (Chapter 4.1.2), 13-point test for tractors, heavy-duty vehicles and buses (Chapter 4.2.2), urban cycle for heavy-duty vehicles and buses (Chapter 4.2.3), inspection of vehicle braking system (Chapter 4.3.2) and calculation-experimental traction characteristic with simulation of a tractor work on a modelled field (Chapter 5). The basis for all the presented computer simulations is teh measurement of the total engine characteristic. All the load cycles were simulated focusing on fuel consumption, but it is assumed that the simulation of exhaust emissions will be troublefree once a suitable method of their measurement is available. The system of measurement with emission dillution appears to be appropriate. The proposed systems do not incorporate the engine warm-up due to the load and internal and external cooling. Similarly, the solution of transition phenomena is simplified. The author assumes that these problems occur only in 1 – 2 % of the cases. If the fuel consumption is measured with error of 20 – 30 %, the total error of the measurement will not exceed 1 %. The variable surfaces are typically defined bu 3-dimmensional characteristics in the form of dependant input or output variable vs. independent variables (e.g. on the axes of RPM and torque). Measuring the engine RPM is quite simple, unlike measuring the engine torque, which is somehow problematic. Furthermore, presently it appears that the common 3D dependency is not sufficient and 4- or multi-dimmensional characteristics will be necessary. For a 4D characteristics: dependent input or output variable of the engine, independent variable: measured RPM of the engine crankshaft, measured indicator of fuel supply and measured indicator of air consumption. The author summarises and points to the possibilities of use of dynamic measuring methods in a commong maintenance praxis. Basing on the measured surfaces it would be possible to assess the technical condition of the measured vehicle with results very close to real operation conditions. The author together with other colleagues proposed the test-room (test bench?) with a diagnostic station. The price of the loading station should not exceed CZK 1 million in order to enable widespread application and installation in common service stations. 34 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. Vydalo Státní zemědělské nakladatelství, Praha, 1989. ISBN 80-209-0029-2 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 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 35 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. In: Traktory, Praha, Agrospoj - Ing.F.Savov, 2001. 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. 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. 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 36 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 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) TAKÁTS, M.: Měření emisí spalovacích motorů. Vydavatelství ČVUT, Praha, 1997. ISBN 80-01-01632-3 75) VLK, F.: Dynamika motorových vozidel. Nakladatelství a zasilatelství vlk, Brno, 2001. ISBN 80-238-5273-6 76) 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 77) ATAL – měřící technika. <http://www.atal.cz>. [cit. 2003-08-28]. 78) Emission Test Cycles – ECE 15 + EUDC. <http://www.dieselnet.com/standards/cycles/ece_eudc.html>. [cit. 2005-05-05]. 79) Emission Test Cycles – ECE R49. <http://www.dieselnet.com/standards/cycles/ece_r49.html>. [cit. 2005-05-05]. 80) Emission Test Cycles – ESC. <http://www.dieselnet.com/standards/cycles/esc.html>. [cit. 2005-05-05]. 37 81) Emission Test Cycles – ETC. <http://www.dieselnet.com/standards/cycles/etc.html>. [cit. 2005-05-05]. 82) PEJŠA, L., KADLEČEK, B., LEGÁT, V., PEXA, M.,: Motorová vozidla. <http://motorvehicles.tf.czu.cz>. [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. <http://www.sdt.cz/efc/efc_popis_cz.html>. [cit. 2005-08-04] 84) Registr motorových vozidel. <http://www.mvcr.cz>. [cit. 2005-04-28]. 85) Řídící a měřící systém pro dvounápravové univerzální válcové dynamometry. <http://www.dt.fme.vutbr.cz>. [cit. 2003-08-28]. 86) BOSCH: firemní literatura 38
Podobné dokumenty
1 - Technická fakulta ČZU v Praze - Česká zemědělská univerzita v
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...
Adobe. Vše se na výsledku projeví –
v tomto případě kladně.
FYKOS, XXVIII. ročník, 6. číslo
řešením tak, aby na konci přesně věděl, odkud a jak jste došli k výsledku. Při psaní jednotek
a veličin si dávejte pozor na typografii – obecně platí, že veličiny a proměnné se píšou kurzívou
a jed...
touretteův syndrom
spojil tento syndrom se jménem svého žáka, které nese až dodnes.
Po většinu 20. století byl Touretteův syndrom považován za psychiatrickou poruchu
vzhledem k tomu, že jeho projevy jsou vůlí potlači...
Jak řešit problémy při psaní odborných textů X
pro jednotlivé kursy připravovali. Má činnost a její výsledek jistě nebyly zcela ekvivalentní
skutečnému odbornému a technickému redigování, především proto, že texty byly připravovány až v těsném ...
nanočástice emitované spalovacími motory v městském
kouřivost motoru – tento způsob měření přetrvává nastanicích technické kontroly, kde je využíván jako levná metoda pro
zjištění motorů vnevyhovujícím technickém stavu. Poté byly
emise částic měře...
Vratné a nevratné procesy
Všimn me si ješt podmínek a proces , které p ivedou nerovnovážnou soustavu plynu (víme již, že jsou
v ní na r zných místech r zn teploty i tlaky) do stavu rovnováhy – její okolí musí mít konstantní...
Neredukovatelně složitý genom: navrženo od počátku
genu. Tyto jednotlivé úseky se nazývají exony, zatímco nekódující úseky (introny) jsou při výrobě
RNA vystřiženy. Jeden gen tak pomocí různé kombinace exonů, vystřižením některých exonů nebo
naopak...
