D i p l o m o v á p r á c e TECHNICKÁ UNIVERZITA V LIBERCI

TECHNICKÁ UNIVERZITA V LIBERCI FAKULTA STROJNÍ

D i p l o m o v á p r á c e

2005 PETR JANDA

TECHNICKÁ UNIVERZITA V LIBERCI

FAKULTA STROJNÍ

Katedra strojů průmyslové dopravy

Obor

Konstrukce strojů a zařízení

Zaměření

KOLOVÉ DOPRAVNÍ A MANIPULAČNÍ STROJE

VÍCEMOTOROVÝ HYDROSTATICKÝ POHON MOBILNÍHO STROJE

KSD – 464

PETR JANDA

Vedoucí diplomové práce: Doc. Ing. Miroslav Malý, Csc.

Konzultant diplomové práce: Ing. Huu Hai Ho

Ing. Pavel Brabec

Ing. Robert Voženílek Rozsah práce:

Počet stran: 74 Počet obrázků: 41 Počet tabulek: 11 Počet příloh: 7 Počet výkresů: 5

VÍCEMOTOROVÝ HYDROSTATICKÝ POHON MOBILNÍHO STROJE

ANOTACE

DIPLOMOVÁ PRÁCE ROZEBÍRÁ ZNÁMÉ VARIANTY USPOŘÁDÁNÍ HNACÍCH ÚSTROJÍ MOBILNÍCH STROJŮ V PROVEDENÍ S HYDROSTATICKÝM PŘEVODEM. ROVNĚŽ POSUZUJE VARIANTY POUŽÍVAJÍCÍ VE SVÉ KONSTRUKCI JEDNAK HYDROMOTORY AXIÁLNÍ, TAK I HYDROMOTORY RADIÁLNÍ. ZABÝVÁ SE TAKÉ NÁVRHEM HNACÍHO ÚSTROJÍ A SPECIFIKUJE HLAVNÍ KOMPONENTY HYDRAULICKÉHO OBVODU. SOUČÁSTÍ DIPLOMOVÉ PRÁCE JE VÝROBNÍ VÝKRESOVÁ DOKUMENTACE.

MULTI-ENGINE HYDROSTATIC DRIVE OF MOBIL MACHINE

ANNOTATION

THIS THESIS ANALYSES THE KNOWN VARIANTS OF THE DRIVING MECHANISM FORMS USED IN THE MOBILE MACHINES WITH HYDROSTATIC TRANSMISSION PERFORMANCE. IT LOOKS ALSO ON THE ALTERNATIVE CONSTRUCTION USING FLUID AXIAL MOTOR AS WELL AS FLUID RADIAL MOTOR. THIS THESIS CONSIDERS ALSO DESIGN OF DRIVING MECHANISM AND SPECIFIES MAIN COMPONENTS OF HYDRAULIC CIRCUIT. THE PART OF THIS THESIS IS ALSO A SET OF PRODUCTION DRAWING.

Prohlášení

Byl jsem seznámen s tím, že na mou diplomovou práci se plně vztahuje zákon č. 121/2000 SB. o právu autorském, zejména § 60 – školní dílo.

Beru na vědomí, že Technická univerzita v Liberci (TUL) nezasahuje do mých autorských práv užitím mé diplomové práce pro vnitřní potřebu TUL.

Užiji-li diplomovou práci nebo poskytnu-li licenci k jejímu využití, jsem si vědom povinností informovat o této skutečnosti TUL; v tomto případě má TUL právo ode mne požadovat úhradu nákladů, které vynaložila na vytvoření díla, až do jejich skutečné výše.

Diplomovou práci jsem vypracoval samostatně s použitím uvedené literatury a na základě konzultací s vedoucím diplomové práce a konzultantem.

Datum:

Podpis:

Poděkování:

Na této stránce bych chtěl vyslovit poděkování především vedoucímu mé diplomové práce doc. Ing. Miroslavu Malému, CSc. a dále všem konzultantům, kteří byli ochotni mi vždy zodpovědně poradit a zodpovědět mé dotazy k danému tématu a to jmenovitě Ing. Huu Hai Ho, Ing. Robertu Voženílkovi a Ing. Pavlu Brabcovi.

OBSAH:

str.

1 Úvod 9

2 Hydrostatický přenos energie 10

2.1 Výhody hydrostatických mechanizmů 11 2.2 Nevýhody hydrostatických mechanizmů 14 3 Vícemotorové hydrostatické převodové mechanismy 15

3.1 Uspořádání vícemotorového pohonu 16

3.1.1 Otáčková vazba hnacích kol 19

4 Hydrostatické kolové pohony 22

4.1 Nepřímý hydrostatický pohon 22

4.2 Přímý hydrostatický pohon 25

4.2.1 Kolové hydromotory 26

4.3 Hydrostatický systém s kompaktními převodníky 27 4.4 Hydrostatický systém s dislokovanými převodníky 30

5 Volba mobilního stroje 31

5.1 Parametry mobilního stroje: 31

5.2 Zvolený spalovací motor 32

5.2.1 Charakteristika použitého spalovacího motoru 32 5.3 Rozbor vybraných variant řešení 39

5.3.1 Varianta 1 39

5.3.2 Varianta 2 42

5.3.3 Varianta 3 43

5.3.4 Varianta 4 44

5.4 Vybraná varianta uspořádání 47

5.4.1 Volba pružné spojky 48

6 Závěr 53

7 Seznam použité literatury 55

Seznam příloh:

Příloha 1: Zjištění účinností přenosu – varianta 1 56 Příloha 2: Zjištění účinností přenosu – varianta 2 59 Příloha 3: Zjištění účinností přenosu – varianta 3 62 Příloha 4: Zjištění účinností přenosu – varianta 4 65 Příloha 5: Grafická znázornění účinností hydrostatických převodníků 68 Příloha 6: Výsledky analýzy zatížení příruby 73 Příloha 7: CD ROM

Seznam symbolů a označení

veličina jednotka popis

ωM [rad/s] úhlová rychlost hřídele hydromotoru ωG [rad/s] úhlová rychlost hřídele hydrogenerátoru ωSM [rad/s] úhlová rychlost hřídele spalovacího motoru

ωK [rad/s] úhlová rychlost pojezdového kola MM [N.m] točivý moment na hydromotoru MG [N.m] točivý moment na hydrogenerátoru MK [N.m] točivý moment na pojezdovém kole MSM [N.m] točivý moment na spalovacím motoru

FK [N] zatěžovací síla na pojezdovém kole VG [cm³] geometrický objem hydrogenerátoru VM [cm³] geometrický objem hydromotoru

βG [-] nastavení geometrického objemu hydrogenerátoru βM [-] nastavení geometrického objemu hydromotoru

Of [N] odpor proti valení Os [N] odpor proti stoupání Ov [N] odpor vzduchu Oa [N] odpor proti zrychlení ρx [kg.m^-3] hustota vzduchu Sx [m²] čelní plocha vozidla cx [-] součinitel odporu vzduchu

∆p [MPa] tlakový spád mezi vysokotlakou a nízkotlakou větví pGi [MPa] tlakový spád na hydrogenerátoru

pMi [MPa] tlakový spád na hydromotoru Qi [l.min^-1] průtok hydrostatickými převodníky ηQG [-] průtoková účinnost hydrogenerátoru ηQM [-] průtoková účinnost hydromotoru ηMM [-] mechanická účinnost hydromotoru ηMG [-] mechanická účinnost hydrogenerátoru

ηC [-] celková účinnost hydrostatického převodu ηQV [-] průtoková účinnost vedení

ηpV [-] tlaková účinnost vedení nHG [min^-1] otáčky hydrogenerátoru vK [m.s^-1] rychlost mobilního stroje

i0

iK

[-]

[-]

převod mezi spalovacím motorem a hydrogenerátory převod mezi hřídelí hydromotoru a pojezdovým kolem i [-] počet čepů pružné spojky

α [°] úhel stoupání

ΣMG [N.m] součet točivých momentů na hydrogenerátorech PSM [kW] výkon spalovacího motoru

nSM [min^-1] otáčky spalovacího motoru nG [min^-1] otáčky hydrogenerátoru nM [min^-1] otáčky hydromotoru

mp [kg] pohotovostní hmotnost mobilního stroje mu [kg] užitečná hmotnost mobilního stroje mc [kg] celková hmotnost mobilního stroje

h [mm] výška těžiště při nezatíženém stavu

x [mm] vzdálenost těžiště nákladu od přední nápravy vmax [km/h] maximální rychlost mobilního stroje

l [mm] rozvor kol

lp [m] vzdálenost těžiště od přední nápravy mobilního stroje bez zatížení lp´ [mm] vzdálenost těžiště od přední nápravy plně naloženého mobilního stroje

g [m/s²] tíhové zrychlení ZZ [N] zatížení zadní nápravy ZP [N] zatížení přední nápravy F0 [N] svislé zatížení vozidla

mk [kg] hmotnost připadající na jedno kolo při zatížení rk [m] statický poloměr kola

ϕ [-] součinitel adheze f [-] součinitel odporu valení

RS [mm] roztečný poloměr pružné spojky D [mm] vnější průměr kola

rK [mm] statický poloměr kola

ε [N.m³] součinitel objemového přetvoření zeminy popt [MPa] optimální tlak huštění pneumatik

ζ [-] součinitel vlivu rotačních hmot FV [N] odpor proti valení

ρ [°] úhel vnitřního tření zeminy S0 [mm²] plocha otisku pneumatiky

c [MPa] soudržnost zeminy Fh [N] hnací síla

Mh [N.m] hnací moment Fjm [N] maximální přenositelná síla

Mjm [N.m] maximální přenositelný točivý moment

t [s] čas

MZ1max [N.m] maximální přenositelný moment pomocí kola zadní nápravy MP1max [N.m] maximální přenositelný moment pomocí kola přední nápravy

MfZ,P [N.m] moment odporu valení kola

MZ [N.m] točivý moment zatěžující hydromotor zadní nápravy MP [N.m] točivý moment zatěžující hydromotor přední nápravy Vgmax [cm³] geometrický objem hydromotoru

pjm [MPa] jmenovitý tlak pmax [MPa] maximální tlak

1 Úvod

Hydrostatické pohony přinášejí řadu známých funkčních a provozních výhod, které převažují nad jistým nedostatkem nižší účinnosti v porovnání s pohony čistě mechanickými.

V některých případech je jim vytýkána hlučnost, i když je srovnatelná s mechanickými převodovkami, spalovacími motory či elektromotory.

Mezi výhody patří např. možnost plynulé změny rychlosti vpřed i vzad, možnost měnit rychlostní režim stroje i vazbu otáčení hnacích kol pod zatížením, schopnost brzdění a dokonalé jištění proti přetížení pohonu. Hydrostatický pohon se v dnešní době používá v řadě mobilních pracovních strojů, mezi něž patří např. zemědělské stroje, nakladače, vibrační válce, vysokozdvižné vozíky, rýpadla, dampry a další zemní stavební stroje. K volbě vícemotorového hydrostatického pohonu vede nutnost přenosu velkého točivého momentu pro pohon různých strojů a zařízení. Jindy je vícemotorový hydrostatický pohon dán konstrukcí stroje, u něhož jsou jednotlivé funkce či pracovní operace zajišťovány samotnými hydromotory bez vzájemné mechanické vazby. Cílem této diplomové práce je návrh hnacího ústrojí mobilního pracovního stroje, který využívá vícemotorový hydrostatický pohon.

V první části této diplomové práce uvádím princip přenosu energie pomocí hydrostatických převodníků a základní výhody i nevýhody hydrostatických mechanismů v porovnání s mechanismy elektrickými a mechanickými. V další části bude proveden rozbor známých variant uspořádání hnacích ústrojí mobilních strojů v provedení s hydrostatickým převodem.

Rozdělení možných variant pohonů je závislé na konkrétním použití mobilních strojů, tudíž budou popsány jednak hydrostatické pohony nepřímé (využívající rychloběžné axiální pístové hydromotory) i pohony přímé využívající hydromotorů pomaloběžných, čili radiálních. Při použití hydromotorů umístěných přímo v kole (hydrokola), se dnes konstruují kompaktní kolové pohony vytvořené kombinací neregulačních nebo regulačních hydromotorů s jednostupňovou či vícestupňovou planetovou převodovkou a čelisťovou či kotoučovou brzdou. Používají se jak hydromotory radiální – nejčastěji s křivkovou opěrnou dráhou, tak i hydromotory axiální (s nakloněnou deskou či nakloněným blokem). Hydrokola mohou mít tedy v kole umístěný pouze hydromotor nebo je v kole možno umístit spolu s hydromotorem i tuhý převodový mechanismus. Dalším stanoveným cílem bude posouzení variant s rychloběžnými (axiálními) i pomaluběžnými (radiálními) hydromotory. Pohon pojezdu může být dále řešen buď pomocí dislokovaným převodníků, nebo jako kompaktní konstrukce.

Každá z těchto variant uspořádání má své specifické vlastnosti a důvody pro její použití v konstrukci mobilních strojů. V této práci budu svou pozornost, dle požadavků ze zadání,

věnovat vícemotorovému pohonu s dislokovanými převodníky. Na výběru několika možných variant uspořádání hydrostatického pohonu pojezdu zde bude uveden návrh hydrostatických převodníků a stanovení účinností přenosu výkonu v hydrostatickém převodu pro předem zvolený mobilní pracovní stroj.

2 Hydrostatický přenos energie

Hydrostatický přenos energie probíhá na principu přímé přeměny mechanické energie (rotačního nebo přímočarého pohybu mechanických částí) na tlakovou energii kapaliny, nebo tlakové energie kapaliny na energii mechanickou. K přímé přeměně energie mechanické na energii tlakovou dochází v převodníku energie nazývaném hydrogenerátor působením pístu na sloupec kapaliny. Opačným postupem, tj. přímým působením tlaku sloupce kapaliny na píst v převodníku energie nazývaném hydromotor, dochází k přeměně tlakové energie na energii mechanickou. Protože se jedná o vzájemnou přeměnu mechanické a tlakové energie kapaliny, nazýváme tyto prvky hydrostatickými převodníky. Dva hydrostatické převodníky s opačnou funkcí tvoří hydrostatický převodový mechanismus. [8]

Obr. 1 Blokové schéma pro přenos hnací síly pomocí hydrostatického mechanismu

Použité označení jednotlivých bloků : SM spalovací motor

P0 předřazený převod (převod mezi spalovacím motorem a hydrogenerátorem)

HG hydrogenerátor

V hydraulické vedení

HM hydromotor

PK koncový převod (převod mezi hydromotorem a kolem) K pojezdové kolo

SM P0

ωSM

MSM

HG V

Q

∆p ωG

MG

HM PK

ωM

MM

Q

∆p

K ωK

MK

vK

FK

βM

βG

α

Přehled veličin:

ωSM úhlová rychlost hřídele spalovacího motoru ωG úhlová rychlost hřídele hydrogenerátoru ωM úhlová rychlost hřídele hydromotoru ωK úhlová rychlost pojezdového kola vK rychlost mobilního stroje

Q průtok hydrostatickými převodníky FK zatěžovací síla na pojezdovém kole MK točivý moment na pojezdovém kole MM točivý moment na hydromotoru MG točivý moment na hydrogenerátoru MSM točivý moment na spalovacím motoru

∆p tlakový spád mezi vysokotlakou a nízkotlakou větví

Kinematický převodový poměr hydrostatického převodu představující poměr výstupních otáček hydromotoru ku vstupním otáčkám hřídele hydrogenerátoru:

QM QV QG M G M G G M

V

V η η η

β β ω

ν = ω = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅

Momentový převodový poměr hydrostatického převodu představující poměr točivého momentu zatěžujícího hydromotor ku točivému momentu zatěžujícímu hydrogenerátor:

MM pV MG G M G M G M

V V M

M η η η

β

κ = = ⋅β ⋅ ⋅ ⋅

Hydrostatické převodové mechanismy mají své výhody i nevýhody, které však musíme při jakémkoli srovnání chápat komplexně a porovnávat s jinými mechanismy.

Základní výhody a nevýhody hydrostatického převodového mechanismu budeme porovnávat s mechanismy elektrickými (elektrický pohon), pneumatickými a tuhými (mechanické převody).

2.1 Výhody hydrostatických mechanizmů

Níže uvedené výhody a nevýhody hydrostatických mechanizmů (včetně obrázků) převzaty z literatury [1].

• Plynulá regulace rychlosti výstupních otáček, což dovoluje volit optimální pracovní režim výkonné části hnacího stroje.

• Možnost získání takových charakteristik a závislostí výstupního momentu

převodového mechanismu, které odpovídají zatěžovacím charakteristikám hnaného stroje a jeho technologickému režimu. Tuhé mechanismy tuto možnost neposkytují a pneumatické mechanizmy jen omezeně.

• Značná zrychlitelnost pohonu daná nízkou hodnotou momentu setrvačnosti. To se projevuje zejména v dynamických vlastnostech pohonu.

Obr. 2 Porovnání momentů setrvačnosti různých typů elektromotorů a hydromotorů [1]

• Podstatně jednodušší zajištění pohonu před přetížením, a to automaticky buď pojistným ventilem, nebo ventilovým blokem.

• Možnost přenosu velkých výkonů a momentů při podstatně menších rozměrech a hmotnosti ve srovnání s mechanizmy elektrickými, pneumatickými a tuhými.

Obr. 3 Velikost axiálního hydrogenerátoru a jeho hnacího elektromotoru (Volvo) [1]

-.- stejnosměrné elektromotory M600 -..- asynchronní elektromotory F1, F2 --- asynchronní elektromotory nevýbušné - - stejnosměrné elektromotory

____ hydromotory

Porovnání pro výkon 40 kW [kg.m²] hydromotory: 0,003 až 0,06 elektromotory:

stejnosměrné M600 0,6 až 9 asynchronní F1, F2 0,2 až 3 asynchronní nevýbušné 0,3 až 3

Obr. 4 Srovnání rozměrů pohonu pro stejné výstupní parametry [1]

a) elektromotor s převodovkou

b) rychloběžný hydromotor s převodovkou c) pomaloběžný hydromotor Hägglunds

Pro srovnání hmotností se nejčastěji užívá tzv. poměrná hmotnost, tj. hmotnost vztažená na jednotku výkonu. Závislost poměrné hmotnosti na výkonu pro různé typy elektromotorů a hydromotorů jsou na Obr. 5.

Obr. 5 Poměrné hmotnosti různých elektromotorů a hydromotorů [1]

____ hydromotory

-..- asynchronní elektromotory F1, F2 -:- stejnosměrné elektromotory SM --- asynchronní nevýbušné elektromotory -.- stejnosměrné elektromotory M600 Porovnání pro výkon 40 kW [kg.kW^-1] hydromotory: 0,5až3,5 elektromotory:

asynchronní F1, F2 7 až 16 asynchronní nevýbušné 8 až 18 stejnosměrné M600 12 až 45

• Jednoduchá změna směru pohybu výstupní hřídele (reverzace) s velkou četností. U elektrických a pneumatických mechanizmů je způsobeno omezení vedlejšími dynamickými účinky (rázy) v důsledku větších pohybujících se hmot motoru. U převodových tuhých mechanizmů se reverzace, zejména pod zatížením, uskutečňuje poměrně složitým mechanizmem.

• Možnost dislokace jednotlivých převodových mechanismů s hydromotorem bezprostředně do místa pohonu, nezávisle na umístění zdroje – hydrogenerátoru. Pro tuhé mechanizmy je to velmi komplikované.

• Jednoduchost řízení základních parametrů v hydrostatickém převodovém mechanizmu, tj. průtoku a tlaku, a to s využitím elektrohydraulických prvků a mikroelektrotechniky, umožňuje programovat a dálkově řídit jakýkoliv pracovní proces. Přibližně stejně lze těchto vlastností dosáhnout i u mechanizmů elektrických, ovšem jednodušeji a za přijatelnou cenu jen pro výkony několik desítek kW. U výkonů přes 100 kW je elektrické řízení složitější a podstatně dražší. Při řízení pohonu musíme opět zvažovat dynamické vlastnosti samotného motoru. Tuhé převodové mechanizmy pro automatizované a programované funkce představují řešení značně těžkopádné.

2.2 Nevýhody hydrostatických mechanizmů

• Změny teploty kapaliny při provozu hydrostatického převodového mechanizmu mění její viskozitu a tím rychlostní a výkonové parametry. U tuhých a elektrických mechanizmů se vliv teploty tak neprojevuje.

• Ohřev kapaliny při práci hydrostatického převodového mechanizmu vyžaduje často vestavění chladiče či komplikovanějšího systému pro tepelnou stabilizaci, což působí určité těžkosti, zejména u vodního chlazení a v hydraulických systémech samojízdných strojů. Dochází také k negativnímu zvýšení hmotnosti stroje.

• Větší technologická náročnost při výrobě a montáži prvků a celých systémů a nutnost pečlivější údržby než u ostatních mechanizmů

• Nižší celková účinnost přenosu výkonu ve srovnání s mechanizmy elektrickými a tuhými. Opět je však třeba komplexní pohled na oblasti regulace a řízení, hmotnosti a rozměrů apod.

K porovnání vlastností hydrostatického převodového mechanizmu s jinými mechanizmy je nutno ještě zdůraznit, že správnou volbou hydraulických prvků a jejich optimální skladbou v hydraulickém systému se dají některé výhody zvýraznit, a vliv některých nevýhod na práci stroje podstatně omezit.

3 Vícemotorové hydrostatické převodové mechanismy

Nutnost přenášet velký točivý moment pro pohon různých strojů a zařízení vede často k volbě pohonu se dvěma i více hydromotory pracujícími s mechanickým převodem na společné hřídeli. Jindy je vícemotorový hydraulický pohon dán konstrukcí stroje, u něhož jsou jednotlivé funkce či pracovní operace zajišťovány samotnými hydromotory bez vzájemné vazby. Volba vícemotorového hydraulického pohonu může být ovlivňována několika hledisky:

Použití jednoho velkého, často netypizovaného hydromotoru a mechanické převodovky k dosažení potřebného točivého momentu je nevhodné z hlediska konstrukce i pořizovacích nákladů pohonu. Pro zvlášť extrémní případy není ve výrobním programu našich ani zahraničních výrobců hydromotor s potřebnými parametry.

Dynamické vlastnosti vícemotorového pohonu jsou výhodnější, neboť součet setrvačných momentů jednotlivých hydromotorů je menší než setrvačný moment jednoho ekvivalentního hydromotoru.

Obr. 6 Závislost kinetické energie hydromotoru na otáčkách pro hydromotor SMF 20 a 23 (ZTS Dubnica) [1]

Obr. 7 Závislost kinetické energie hydromotoru na otáčkách pro hydromotor Düsterloh RM 710 a RM 3150 [1]

Ve vícemotorovém pohonu mohou jednotlivé hydromotory pracovat s různými otáčkami, které mohou být například automaticky dodržovány v určitém poměru a vztahu k zatížení na jejich hřídelích. Citlivé regulace, zejména nejnižších otáček, lze například u dvoumotorového pohonu dosáhnout prací jednoho hydromotoru v generátorové oblasti.

Při práci několika hydromotorů na společné hřídeli je možná funkce stroje i při poškození jednoho hydromotoru, a to při sníženém výkonu, popřípadě rychlosti, což je někdy nezbytné do doby odstranění poruchy vzhledem k technologickému procesu, ve kterém se stroj uplatňuje (drtiče, mlýny, těžní stroje, apod.).

Při práci dvou a více hydromotorů na společné hřídeli je možné přepínáním jejich řazení ze sériového na paralelní dosáhnout jednoduché stupňovité regulace otáček a točivého momentu pohonu. [1]

3.1 Uspořádání vícemotorového pohonu

Vícemotorový hydraulický pohon může být uspořádán s tuhou mechanickou vazbou, poddajnou mechanickou vazbou a bez mechanické vazby.

Tuhá mechanická vazba vzniká při pevném spojení hřídelí jednotlivých hydromotorů na společnou hřídel pohonu stroje, popřípadě při spojení převodem nedovolujícím poddajnost (ozubená kola, řetězový převod), nebo se zanedbatelnou poddajností (klínový řemen).

Poddajná mechanická vazba vzniká při spojení jednotlivých hydromotorů s možností prokluzu, například přes dopravovaný vývalek u válečkových dopravníků, u trakčních pohonů

prokluzem kola na vozovce či kolejnici, u pohonu dlouhých pásových dopravníků apod. O výsledné charakteristice pohonu rozhoduje nejen charakteristika jednotlivých hydromotorů, ale i charakteristiky poddajných členů převodu.

Vícemotorový pohon bez mechanické vazby mají různé transportní a výrobní stroje. Je zde pouze vazba hydraulická, proto se tento pohon často nazývá nezávislý vícemotorový pohon. Často je požadována rychlostní či polohová synchronizace, popřípadě výkonová priorita jednoho hydromotoru, která je zajišťována zvláštní regulací.

Z hlediska hydraulické vazby na zdroj tlakové energie – hydrogenerátor, mohou být jednotlivé hydromotory pro vícemotorový pohon zapojeny sériově, paralelně nebo sérioparalelně. Hydromotory mají obvykle stejnou konstrukci a většinou i stejnou velikost

Obr. 8 Schéma zapojení hydromotorů pro vícemotorový pohon [1]

a) sériové zapojení b) paralelní zapojení

c) zapojení se samostatnými zdroji a tuhou vazbou mezi hydromotory

a) b)

c)

Q_G Q_G

Q_G1 p_G

p_G p_M1

p_M2

p_M2 p_M1

Q_M1

Q_M1 Q_M2

Q_M2

p_G1 p_G2 QG2

p_M2 p_M1 Q_G1≥ QG2

Q_G1 ≤ QG2

Sériové zapojení hydromotorů se používá tam, kde je nutno udržovat mezi jednotlivými pohony stálé otáčky. Regulací hydrogenerátoru dosáhneme, při zanedbání svodových propustností, stejné změny otáček u všech hydromotorů. Rozdílných otáček jednotlivých hydromotorů dosáhneme změnou jejich geometrického objemu (regulační hydromotor). Výkon hydromotoru je dán tlakovým spádem pM. Proti tomu musí být hydrogenerátor dimenzován na tlakový spád pG, který je dán součtem tlakových spádů pMi na jednotlivých hydromotorech.

∑

= ^N

i Mi

G p

p

1

Mi M

M

G

Q Q Q

Q =

=

=

Paralelní zapojení hydromotorů je nejpoužívanější formou vícemotorového pohonu, musí však být splněn požadavek mechanického spojení mezi hřídelemi jednotlivých hydromotorů. Tento požadavek je nutný, protože průtok jednotlivými hydromotory se rozdělí v nepřímém poměru jejich zatížení, což může vést k zabrzdění všech hydromotorů, až na jediný, který přebírá plný průtok hydrogenerátoru a točí se maximálními, často nepřípustnými otáčkami. Typickým příkladem může být hydrostatický převodový mechanismus samojízdného stroje s dvěma paralelně zapojenými hydromotory pro samostatný pohon každého kola. Mechanicky jsou obě kola spojena povrchem vozovky. Jestliže jedno z kol začne po sjetí z pevné vozovky prokluzovat, zmenší se zatížení jeho hydromotoru, zvýší se otáčky, čímž je odebírán průtok k druhému hydromotoru a vozidlo není schopno další jízdy.

V paralelním zapojení připadá na každý hydromotor plný tlakový spád mezi výtlačnou a sací větví hydrogenerátoru, jehož průtok je dán součtem průtoků jednotlivých hydromotorů.

Mi M

M

G p p p

p = ₁ = ₂ =

∑

=

i

Mi

G

Q

Q

1

Citlivost regulace otáček hydromotorů změnou průtoku hydrogenerátoru klesá s počtem paralelně připojených hydromotorů. [1]

3.1.1 Otáčková vazba hnacích kol

Propojením dvou kolových hydromotorů na jeden hydrogenerátor se získá diferenciální otáčková vazba hnacích kol. Jde o vazbu, při níž určitému zvýšení otáček jednoho z hnacích kol vzhledem k předchozí hodnotě otáček odpovídá přesně stejné snížení otáček druhého hnacího kola. Aritmetický průměr otáček obou kol je vždy stálá hodnota a na obou hnacích kolech je téměř stejný hnací moment.

Ke zlepšení průjezdnosti stroje při zhoršených záběrových podmínkách musí být docíleno pevné otáčkové vazby hnacích kol (uzavření diferenciální vazby). Otáčky obou hnacích kol jsou v tomto případě stejné. Momenty na těchto kolech jsou rozloženy nerovnoměrně, avšak úměrně rozloženy tlakovým silám působícím na kola.

Tato vazba se prakticky docílí dvěma způsoby podle Obr. 9:

A) Každý z kolových hydromotorů se napojí na vlastní hydrogenerátor, přičemž vstupní hřídele obou hydrogenerátorů jsou mechanicky vázány; vedení obou dílčích pohonů jsou kompenzačně propojena přes ventil uzávěry diferenciální vazby.

B) Mezi hydrogenerátor a kolové hydromotory se zařadí dělič proudu s obtokovým ventilem.

Existuje ještě pevná otáčková vazba se shodně nebo diferenciálně měnitelnými otáčkami kolových hydromotorů. Stroj je hnacími koly (pásy) poháněn a současně řízen. Vazba se docílí tímto způsobem:

C) Každé kolo má zvláštní obvod hydrogenerátor-kolový hydromotor; přičemž vstupní hřídele obou hydrogenerátorů jsou mechanicky vázány a geometrické objemy hydrogenerátorů jsou nastavovány speciálním mechanizmem.

A)

B)

C)

Obr. 9 Schéma docílení pevné otáčkové vazby hnacích kol [8]

Pohon typu A) se skládá ze dvou dílčích obvodů, které jsou navzájem propojeny kompenzačním vedením přes ventil uzávěry diferenciální vazby. Normálně je tento ventil otevřen, takže oba hydrogenerátory mají propojen výstup a oba hydromotory jsou zapojeny paralelně – jde o diferenciální pohon hnacích kol stroje. Pevná otáčková vazba hnacích kol se docílí zavřením ventilu uzávěry, tj. rozpojením obou dílčích obvodů.

Každý z rozpojených obvodů může podle záběrových poměrů na příslušném hnacím kole přenášet moment až do výše maximálního tlaku v obvodu. Vlastnosti tohoto uspořádání jsou tedy podobné vlastnostem obvodu s děličovou skupinou, avšak s tou výhodou, že při pevné vazbě nevznikají ztráty. Obvod s ventilem uzávěry má po funkční stránce většinu

společných znaků s mechanickým pohonem, jehož diferenciál je uzavřen, a to zejména schopnost obou hnacích kol vyvozovat hnací sílu úměrně k jejich okamžitému zatížení (v souvislosti s adhezí).

Ventil uzávěry umožňuje realizovat jakýkoliv mezistupeň mezi diferenciálním zapojením a pevnou vazbou hnacích kol prostřednictvím fixace škrcení na potřebnou hodnotu podle povahy terénu, na němž stroj pracuje. Eliminuje se tím nutnost častého zásahu řidiče do funkce pohonu, avšak zůstává možnost ventil uzávěry z jakékoliv mezipolohy (nastavené ručně) zcela zavřít (nožním pedálem uzávěry). Obvod tedy může pracovat jako mechanický pohon s diferenciálem, jehož vnitřní účinnost byla úmyslně snížena (viz různé konstrukce samosvorných diferenciálů pro terénní vozidla).

Při přímé jízdě stroje nedochází téměř k průtoku oleje přes ventil uzávěry a nevznikají proto ztráty. Určité ztráty nastávají při jízdě stroje v terénu se seškrceným ventilem uzávěry.

Kompenzační vedení a ventil uzávěry mohou být dimenzovány na poměrně malý průtok, ke kterému by došlo při dosti rychlé jízdě stroje prudkou zatáčkou.

Pohon typu B) má pouze jeden hydrogenerátor a dva paralelně zapojené hydromotory;

při obvyklé diferenciální vazbě je dělič obtokem vyřazen z činnosti, takže na obou hydromotorech je stejný tlakový spád (stejný moment) a součet jejich otáček je konstantní.

Zařazením děliče se ve značném rozsahu průtoků zajistí shodnost proudů kapaliny k oběma hydromotorům, což nedovolí protáčení jednoho z hnacích kol a tím úplnou ztrátu trakčních schopností stroje. Ze silového hlediska pracuje dělič tak, že zvýšením vnitřního odporu ve své jedné větvi nahrazuje tlakovou ztrátu hydromotoru protáčejícího se kola, který je zapojen do této větve. Tím dělič udrží ve větvi zabírajícího kola tlak potřebný k pohybu stroje.

Škrcením průtoku vznikají v děliči ztráty, jejichž velikost závisí na rozdílnosti záběrových podmínek hnacích kol. Stroj s děličem může na každém z hnacích kol vyvinout pouze polovinu celkového možného hnacího momentu vzhledem k omezení maximálního tlaku v silovém obvodu. Tím se funkčně neliší od hydro-pohonu typu A).

Funkci pohonu s děličem lze připodobnit k funkci mechanického pohonu s diferenciálem, u něhož si řidič pomáhá při protáčení jednoho kola tím, že toto kolo podle potřeby přibrzďuje. V brzdě se tedy maří část výkonu podobně jako ve větvi děliče.

Pohon typu C) se skládá ze dvou dílčích obvodů, jež pracují vždy nezávisle. Oba hydrogenerátory jsou pohonově vázány, avšak řízeny odděleně. Stroj tak může být poháněn i směrově ovládán hnacími koly, které jsou stále ve vázaném zapojení, avšak mají diferencované otáčky. Toto provedení pohonu dává stroji mimořádně dobré manévrovací schopnosti, protože stroj se kupř. může při protiběžném pohonu kol otáčet kolem osy hnací

nápravy (nulový poměr otáčení). Druhá náprava může mít samostavná kola, takže odpadá obvyklý řídicí mechanismus.

Stroj je objemově řízen (tj. změnou průtoků hydrogenerátorů). Souhlasným přestavováním hydrogenerátorů se řídí rychlost stroje (vpřed i vzad, klidová poloha);

diferenciálním přestavováním hydrogenerátorů (o co jeden méně, o to druhý více), které je superponováno na ovládání rychlosti, se řídí zatáčení.

Z této skutečnosti vyplývá, že stroj při zatáčení samovolně nemění rychlost, pokud již ovšem nebylo na jednom z hydrogenerátorů dosaženo maximálního průtoku (nastává při jízdě nejvyšší rychlostí). Pak je stroj možné řídit jen snižováním okamžitého průtoku druhého hydrogenerátoru, čímž dojde ke snížení rychlosti.

Ovládání může být provedeno jednou pákou, kterou řidič vykyvuje ve směru jízdy (řízení rychlosti) a napříč směru jízdy (řízení směru), dvěma pákami výkyvnými ve směru jízdy (každá pro jednu ruku: souhlasný pohyb – rychlost, nesouhlasný pohyb – směr) nebo pákou ovládání rychlosti a volantem ovládání směru jízdy. [8]

4 Hydrostatické kolové pohony

Rozdělení možných variant pohonů s hydrostatickým pohonem je závislé na konkrétním použití mobilních strojů. Použití jednotlivých prvků tvořících hydrostatický mechanismus je také rozmanité.

Hydrostatické kolové pohony můžeme v zásadě rozdělovat dle toho, je-li v pohonu mezi hydromotor a pojezdové kolo vložen mechanický převod, pak jde o nepřímý pohon, nebo je-li skříň hydromotoru přímo připojena k disku pojezdového kola, pak jde o přímý pohon.

4.1 Nepřímý hydrostatický pohon

Obr. 10 Schéma nepřímého pohonu [1]

Na Obr. 11. je zobrazen řez kolového pohonu Rotatrac složen z axiálního pístového HM s nakloněným blokem. Kromě hydromotoru 3 je použito dvoustupňového planetového převodu, který je uložen ve skříni 8, připojený k disku 9 pojezdového kola. Pevná skříň kola 2 je upevněna v rámu stroje 1. Pohon je doplněn čelisťovou brzdou 12. Tuto a mnoho dalších variant uspořádání s axiálními HM vyrábí firma Zahnradfabrik v Německu.

Obr. 11 Schéma kolového pohonu Rotatrack [1]

Hydromotory s nakloněnou deskou tvoří základ konstrukce kolového pohonu firmy Zahnradfabrik, NSR (Obr. 12). Použití tohoto hydromotoru v konstrukci hydraulicky poháněné nápravy je na Obr. 13. [1]

Obr. 12 Kolový pohon s axiálním pístových regulačním HM (Zahnradfabrik) [1]

Obr. 13 Hydrostaticky poháněná náprava (Zahnradfabrik) [1]

1 regulační hydromotor

2 dvoustupňová planetová převodovka 3 provozní čelisťová brzda

Obr. 14 Pohon kolového podvozku s hydromotory na nápravách [4]

4.2 Přímý hydrostatický pohon

Obr. 15 Schéma přímého pohonu [1]

Základní výhoda stroje s hydraulickými kolovými pohony je zjednodušení v hydraulické i mechanické části. Odpadá mezinápravová převodovka, kloubové hřídele a diferenciály, zlepšuje se řídicí schopnost podvozku, zvyšuje se průchodnost vozidla a snižuje jeho hmotnost.

Na Obr. 16 je použit přímý kolový pohon všech čtyř kol u speciálního vozidla pro odvoz zeminy

1 – hnací motor 2 – hydrogenerátor 3 – rozvaděč 4 – rotační převaděč 5 – rozvaděč 6 - hydromotory

Obr. 16 Speciální vozidlo pro odvoz zeminy s kolovými hydraulickými pohony [1]

4.2.1 Kolové hydromotory

Při použití HM umístěného přímo v kole (hydrokola) se dnes konstruují kompaktní kolové pohony, vytvořeného kombinací neregulačních nebo regulačních hydromotorů s jednostupňovou či vícestupňovou planetovou převodovkou a čelisťovou či kotoučovou brzdou. Používají se jak radiální hydromotory – nejčastěji s křivkovou opěrnou dráhou, tak axiální pístové hydromotory s nakloněnou deskou i nakloněným blokem. Hydrokola mohou mít tedy umístěný pouze hydromotor v kole nebo je možnost přímo v kole umístit s hydromotorem tuhý převodový mechanismus.

Na Obr. 17 je řez kolovým pohonem, kde radiální pístový hydromotor s křivkovou opěrnou dráhou 1 je přímo v disku kola s pneumatikou, které je přichyceno šrouby k rotujícímu tělesu motoru. Na vnitřní straně je tělesa je čelisťová brzda 2. Kolo se otáčí na pevném čepu 3, jímž je také přiváděna a rozváděna kapalina pod písty. Čep je umístěn v rámu kola. Tato konstrukce umožňuje radiální zatížení kola až 200 kN a axiální zatížení až 75 kN.

Tyto výrobky vyrábí firma Hägglunds, Švědsko. [1]

Obr. 17 Vícekřivkový radiální pístový hydromotor pro montáž do kola (Hägglunds) [1]

4.3 Hydrostatický systém s kompaktními převodníky

Pohony tvořené jako kompaktní náprava jsou tvořeny hydrostatickými jednotkami, zpravidla hydrogenerátor a dva hydromotory, představovacími a regulačními orgány a koncovými převody kol. U většiny náprav jsou také přírubou připojeny pomocné hydrogenerátory zajišťující jednak napájení pracovní hydrauliky a hydrauliky řízení, a také regulaci a napájení hydrostatického pohonu pojezdu. Varianty možných uspořádání a typů převodníků jsou prakticky neomezené, především tuto volbu ovlivňuje vhodnost k požadované činnosti celého stroje. Této konstrukci hydrostatických převodníků se věnuje především firma Linde, která využívá kompaktní nápravy do vysokozdvižných vozíků.

Na Obr. 18 je kompaktní hydrostatický převodový mechanizmus konstruovaný jako hnací náprava samojízdného stroje. Regulační hydrogenerátor 1 s nakloněným blokem je poháněn spalovacím motorem přes kloubovou hřídel. Tlaková kapalina od hydrogenerátoru je vedena vnitřním propojením ke dvěma paralelně připojeným hydromotorům 2, které přes čelní ozubené převody pohánějí disk 3 s pojezdovým kolem. Na výstupu z hydromotoru je před ozubenými převody čelisťová brzda 4. Regulační pákou 5 je možno řídit nejen velikost průtoku, a tím otáčky obou kol, ale i reverzovat průtok od hydrogenerátoru, a tím i

1 2

3

otáčky hydromotorů a pojezd vozidla. Paralelní připojení obou hydromotorů umožňuje také funkci hydraulického diferenciálu. [1]

Provedení hnací kompaktní nápravy “AK“ pro vysokozdvižné vozíky Linde je na Obr.

19. Ve středním kusu nápravy je umístěn hnací mechanismus sestávající se z regulačního čerpadla a dvou konstantních hydromotorů a komponent, které jsou zapotřebí pro uzavřený okruh. Ve středním kusu jsou rovněž integrovány hydraulické přestavovací (regulační) zařízení a P.T.O. pro montáž dalších čerpadel. Postranní pohony kol obsahují lamelové brzdy s pérovým posilovačem a mechanický redukční stupeň (=ekonomické řešení pro vysoký počet otáček). [10]

Obr. 18 Kompaktní hydrostatická náprava (Linde) [1]

1 koncové převody 6 pojezdový hydromotor

2 lamelová brzda 7 lamelová brzda

3 pojezdový hydromotor 8 koncové převody

4 regulační prvky 9 náboj kola

5 čerpadlo pojezdu 10 čerpadlo pro pracovní hydrauliku (řízení, regulaci, napájení)

Obr. 19 Hnací kompaktní náprava “AK“ [10]

4.4 Hydrostatický systém s dislokovanými převodníky

Pohon pojezdu může být také řešen jako nekompaktní konstrukce. Důvody pro toto řešení vyplývají z následujících kriterií :

Počty kusů prodeje prognózované odbytem byly v rámci, který neopravňoval použití kompaktního pohonu (tzn. všechny hydraulické komponenty pohonu jsou integrovány do jednoho celku) z důvodu hospodárnosti výroby (zvláštní součásti jako skříň atd.).

Všechny komponenty spolu s hnacími motory a pomocnými čerpadly se dají výhodněji umístit v existujícím konstrukčním prostoru (mohou se dodržet zadání odbytu specifikující vnější rozměry, technické priority se zřetelem na montáž a požadavky servisu pro zákazníky se zřetelem na servis a údržbu.

Možnost použití jednotlivých komponentů vyráběných ve velkých sériích jako jsou čerpadlo pojezdu, pomocná čerpadla a převodovky kol.

Použití hydrostatických převodových mechanismů u lopatových rýpadel je dnes zcela běžné, a to u nejmenších i největších velikostí. Skladba hydraulického systému je u všech hydraulických lopatových rýpadel stejná (Obr. 20), jednak uložením hnacího spalovacího motoru s rozvodovkou a blokem regulačních hydrogenerátorů, jednak pohony pojezdových pásů i pohonem otoče. [1]

Obr. 20 Hydrostatické převodové mechanismy lopatového rýpadla [1]

5 Volba mobilního stroje

Jako mobilní stroj jsem si zvolil malý stavební dampr, který patří mezi samohybné stroje pro nízko-kapacitní přepravu různých materiálů (zemina, beton, kamení, zemědělské produkty, apod.) na kratší vzdálenosti. Malé rozměry, výborná pohyblivost, manévrovatelnost a dobrá terénní průchodnost předurčují použití stroje pro velký sortiment práce ve stavebnictví, zemědělství, i jinde. Zatáčení malého stavebního dampru je uskutečňováno kloubovým rámem pomocí dvou přímočarých hydromotorů. Hlavní rozměry mobilního stroje jsou uvedeny ve volně ložené příloze DP I-00.

Chladící systém zajišťuje chlazení vody motoru a oleje hydraulického systému. Sestává se z chladiče, hydrostaticky poháněného ventilátoru, snímačů teploty vody a oleje. Otáčky ventilátoru jsou regulovány v závislosti na teplotě v jednotlivých okruzích chladícího systému, čímž se snižuje hluk ventilátoru a spotřeba pohonných hmot. [12]. Volba velikosti chladiče oleje závisí na celkové účinnosti přenosu. Chladicí systém v této práci nenavrhuji.

Obr. 21 Malý stavební dampr

5.1 Parametry mobilního stroje:

pohotovostní hmotnost mp [kg] 2 300

užitečná hmotnost (nosnost) mu [kg] 1 900

celková hmotnost mc [kg] 4 200

rozvor kol l [mm] 2 000

vzdálenost těžiště od přední nápravy při nezatíženém stavu lp [mm] 1 390 výška těžiště při nezatíženém stavu h [mm] 750 vzdálenost těžiště nákladu od přední nápravy x [mm] 192

výška těžiště nákladu y [mm] 1 100

maximální rychlost vmax [km/h] 35

5.2 Zvolený spalovací motor

Pro posouzení variant s axiálními a radiálními hydromotory volím vznětový čtyřtaktní čtyřválec Daimler-Chrysler s přímým vstřikováním o objemu 2 970 cm³, výkonu 50 kW při 2600 min^-1 a maximálním krouticím momentu 210 N.m při 1400 min^-1.

5.2.1 Charakteristika použitého spalovacího motoru Tab. 1 Charakteristika motoru [13]

0 50 100 150 200 250 300

1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 otáčky (1/min)

točivý moment (Nm)

0 10 20 30 40 50 60

výkon (kW) .

Obr. 22 Charakteristika motoru

n_SM [min^-1]

P_SM [kW]

M_SM [N.m]

1000 20 193 1200 26 205 1400 31 211 1600 35 211 1800 39 209 2000 43 204 2200 46 199 2400 48 192 2600 50 183

výpočet polohy těžiště v zatíženém stavu:

g m m

x g m l g l m

c u p p

p 0,848

81 , 9 200 4

192 , 0 81 , 9 900 1 39 , 1 81 , 9 00 3

2 =

⋅

⋅

⋅ +

⋅

= ⋅

⋅

⋅

⋅ +

⋅

= ⋅

′

g m m

y g m h g h m

c u

p 0,9

81 , 9 0 0 2 4

1 , 1 81 , 9 900 1 75 , 0 81 , 9 00 3

2 =

⋅

⋅

⋅ +

⋅

= ⋅

⋅

⋅

⋅ +

⋅

= ⋅

′

Obr. 23 Schéma mobilního stroje pro výpočet polohy těžiště

Požaduje se, aby stoupavost plně naloženého stavebního dampru při pohybu po polní cestě byla minimálně 33%

°

=



 



=  18,3

100 arctg 33 α

Obr. 24 Schéma pro výpočet zatížení přední a zadní nápravy α

mc.g.cos(α) mc.g.sin(α)

mc.g

x

y ZZ

ZP

A MfP

MfZ

mp

mu

mc

Rovnice rovnováhy ve směru y:

0 ) cos( =

⋅

⋅

−

+Z m g α

Z_{Z P c}

Momentová rovnice k bodu A:

0 ) (

) sin(

)

cos( ⋅ ′− ⋅ ⋅ ⋅ ′− + =

⋅

⋅

−

⋅ _{c p c fZ fP}

Z l m g l m g h M M

Z α α

) cos(α

⋅

⋅

⋅

⋅

=

+ _{fP c k}

fZ M m g f r

M

Pro zjištění velikosti momentů odporu valení kola si dovoluji odhadnout přibližné hodnoty součinitele odporu valení a poloměru pneumatiky, a to: f = 0,1; rk = 0,347 m. Tyto hodnoty budou následně stanoveny a dopočítány.

Zatížení zadní nápravy je tedy:

l

r f h

l g

Z_Z m^c ⋅ ⋅( ^p′⋅cos(α)+ ′⋅sin(α)+ ⋅ ^k ⋅cos(α))

=

N

Z_Z 23087

2

)) 3 , 18 cos(

347 , 0 1 , 0 ) 3 , 18 sin(

9 , 0 ) 3 , 18 cos(

848 , 0 ( 81 , 9 0 0 2

4 ⋅ ⋅ ⋅ + ⋅ + ⋅ ⋅ =

=

Zatížení přední nápravy:

N Z

g m

Z_P = _c ⋅ ⋅cos(α)− _Z =4200⋅9,81⋅cos(18,3)−23087=16031 Zatížení zadní a přední nápravy při α = 0:

l N l g

Z_Z m^{c p} 17470

2

848 , 0 81 , 9 200 4

0 ⋅ ⋅ =

′ =

⋅

= ⋅

N Z

g m

Z_P0 = _c⋅ − _Z0 =4200⋅9,81−17470=23732

Při vyjíždění nebo sjíždění svahu s plně naloženým strojem musí být korba vždy ve směru stoupání. Výběr pneumatik je nutno dimenzovat na maximální hodnotu zatížení. Hmotnost připadající na jedno kolo stroje je tedy:

g kg

m_k Z^P 1210 81

, 9 2

732 23 2

0 =

= ⋅

= ⋅

Z katalogu od firmy Continental (Technický rádce Zemědělské pneumatiky) volím záběrové radiální pneumatiky AC70G s označením 425/55 R17 MPT 134G a vlastnostmi dle Tab. 2.

Tab. 2 Základní parametry použité pneumatiky

nosnost při rychlosti 40km/h [kg]

šířka

[mm] vnější průměr

kola D [mm] statický poloměr kola

rk [mm] huštění 160kPa huštění 200kPa

428 884 399 1 240 1 470

Obr. 25 Zvolená pneumatika Continental

Potřebná hnací síla pro překonání jízdních odporů:

a v s f

h O O O O

F = + + +

kde: O_f =m_c⋅g⋅f ⋅cos(α) značí odpor proti valení )

sin(α

⋅

⋅

=m g

O_{s c} značí odpor proti stoupání 5 2

,

0 S c v

O_v = ⋅ρ⋅ _x⋅ _x⋅ značí odpor vzduchu

t m v

O_a = _c⋅ς⋅ značí odpor proti zrychlení

Při maximální požadované rychlosti 35km/h lze odpor vzduchu zanedbat. Odpor proti zrychlení rovněž v tomto výpočtu neuvažuji.

Odpor valení je závislý na ztrátách způsobených deformací pneumatiky, na ztrátách způsobených třením v dosedací ploše a na deformační práci při vytváření stopy.

Pro stanovení součinitele odporu valení uvádím výpočet uvedený v literatuře [4], proto je zde použito jiné označení symbolů. Odpor proti valení je zde počítán jako:

3 2

4 2 0

0 3

1 p D

c F D F p

c F_V

⋅ ⋅

⋅ +

⋅

⋅

= ε

kde: F0 svislé zatížení vozidla [N]

p tlak huštění pneumatik [MPa]

D vnější průměr kola [m]

c1 konstanta, c1 = 35 až 50 (určena experimentem) c2 konstanta, c2 = 6,5.10^-4 (určena experimentem) ε součinitel objemového přetvoření zeminy [N.m³]

Z této rovnice rovněž plyne, že při jízdě po tvrdé podložce lze odpor valení snížit zvýšením tlaku huštění, při jízdě po měkkém podkladě naopak snížením tlaku huštění

Tab. 3 Hodnoty součinitele ε [N.m³] – převzato z literatury [4]

terén oranice louka polní cesta tvrdý povrch ε 0,2 až 0,4⋅10⁷ 1 až 2,5⋅10⁷ 10 až 20⋅10⁷ nekonečno Dle Tab. 3 a pro pohyb po polní cestě volím součinitel: ε =18⋅10⁷

Pro výpočet optimálního tlaku huštění pneumatik popt je uveden v literatuře [4] vztah::

ε

⋅

 ⋅



 



= 

D F c p_opt c ⁰

3

1

2 F₀ =m_c⋅g⋅cos(α)=4200⋅9,81⋅cos(18,3)=39118N konstantu c1 volím 42,5 (voleno z intervalu 35 až 50 dle [4])

MPa

p_opt 18 10 0,17

884 , 0

18 1 9 3 5

, 42

10 5 ,

6 7

4 3

=

⋅

⋅

 ⋅



 



 ⋅

= ⁻

N

F_V 3391

884 , 0 17 , 0

18 1 9 10 3

5 , 884 6 , 0 10 18

17 , 18 0

1 39 5 ,

42 ³ ₂

4 3 4

7 =

⋅ ⋅

⋅

⋅ +

⋅ ⋅

⋅

= ⁻ (5.2.1)

087 , 18 0 1 9 3

91 3 3

0

=

=

= F

f F^V představuje součinitel odporu valení (5.2.2)

)) cos(

)

.(sin(α + ⋅ α

⋅

= +

=O O m g f

F_{h f s c}

N F_h =4200⋅9,81⋅(sin(18,3)+0,087⋅cos(18,3))=16340 Potřebný hnací moment na kolech pro překonání jízdních odporů:

m N r

F

M_h = _h._k =16340⋅0,399 =6520 .

Největší hnací síla kola s pneumatikou bude ovlivněna druhem, kvalitou a stavem podkladu.

Na poddajném podkladě je přenos hnací síly umožňován třecími a kohezními vlastnostmi zeminy. Průměrnou hodnotu úhlů vnitřního tření zemin ρ a hodnotu soudržnosti zeminy c volím dle Tab. 4 a Tab. 5.

Pro stanovení maximální přenositelné hnací síly na poddajném podkladě uvádím vztah uvedený v literatuře [4]:

c S tg F

F_jm = ₀⋅ ρ+ ₀⋅

kde: F0 svislé zatížení vozidla [N]

S0 plocha otisku pneumatiky ρ úhel vnitřního tření zeminy [°]

c soudržnost zeminy [MPa]

Tab. 4 Průměrné hodnoty úhlů vnitřního tření zemin ρ [4]

Druh a stav zeminy ρ°

vlhký jíl 1 – 10

vlhká jílovitá zemina 13 – 15

hlína 15 – 17

písčitá hlína 17 – 22 práškovitý písek 20 – 25 střední písek 25 – 33

hrubý štěrk 33 – 38

suchý jíl 38 – 40

Tab. 5 Hodnoty soudržnosti c [MPa] zemin při různých stavech [4]

Zemina jíl hlína hlinitopísčitá písek

tvrdá 0,15 0,1 0,06 0,02

polotvrdá 0,09 0,06 0,04 0,015

tuhá mazlavá 0,05 0,04 0,025 0,01

měkká mazlavá 0,03 0,02 0,015 0,005

Pro pohyb stroje po polotvrdé hlíně volím ρ = 15°; c = 0,06 MPa

2 0 (0,9až0,95) b l 0,95 350 400 133000mm

S = ⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ =

N tg

F_jm =39118⋅ 15^o +133000⋅0,06=18461

Maximální přenositelný hnací moment na daném podkladě musí být minimálně větší než hnací moment potřebný k překonání jízdních odporů:

vyhovuje m

N m

N r

F

M_jm = _jm⋅ _k =18461⋅0,399=7366 . ≥6520 . ⇒

Druhým požadavkem může být například dosažení maximální rychlosti v určitém čase při přepravě mobilního stroje po asfaltové komunikaci. Při akceleraci na rovině uvažuji odpor valení a odpor proti zrychlení:

t N f v g m O O

F_{h f a c} 2,5) 14574

6 , 3 8 044 35 , 0 81 , 9 ( 0 0 2 4 )

( ^max ⋅ =

+ ⋅

⋅

⋅

=

⋅ +

⋅

= +

= ζ

m N r

F

M_h = _h ⋅ _k =14574⋅0,399=5815 .

Součinitel vlivu rotačních hmot zvolen ζ =2,5 dle [7].

Hodnotu součinitele odporu valení stanovuji dle vztahů (5.2.1) a (5.2.2), a to: f = 0,044 Volená doba pro dosažení maximální rychlosti: t = 8 s

Z vyšší hodnoty požadovaných hnacích momentů plyne momentové zatížení kol přední a zadní nápravy: rozděleno poměrově vzhledem k rozdílnosti zatížení přední a zadní nápravy. Velikosti točivých momentů, na jejichž hodnoty budu navrhovat velikost hydromotorů je tedy:

MZ1max = 1 924 N.m MP1max = 1 337 N.m

Maximální zatěžovací síla, kterou kolo ještě přenese, je totožná s adhezní silou v místě styku kola s vozovkou. Větší zatěžovací sílu, jako je síla adhezní, kolo nepřenese a začne prokluzovat. Největší (teoretická) hodnota součinitele adheze je ϕmax=1. Vozidlo s pohonem všech kol je pak schopno překonat teoreticky maximální zatěžovací sílu stejné hodnoty, jako je tíže vozidla. Když součet jízdních odporů překročí součet adhezních sil na poháněných kolech, tak se vozidlo zastaví, protože kolo s nejhoršími adhezními podmínkami začne

prokluzovat. Přitom motor může mít maximální otáčky při nastaveném nejnižším převodovém stupni.

Zabránit prokluzování poháněných kol při přetížení (i při razantním rozjezdu vozidla) může pouze řízený převodový prvek, schopný řídit převodový poměr i v rozsahu od nuly do minimální hodnoty, při které se vozidlo zatížené maximální zatěžovací silou na mezi adheze pohybuje nenulovou minimální rychlostí. I v tomto stavu přetížení je jízdní výkon stejný jako při minimální zatěžovací síle. Když bude zatěžovací síla dále narůstat nad součet sil adhezních, může prokluzování kol zabránit jen snížení převodového poměru až na nulu. Tím dojde k zastavení vozidla vynulováním převodového poměru bez prokluzu a také bez zastavení spalovacího motoru.

Na Obr. 26 je zakreslen průběh minimálního a maximálního zatěžovacího momentu ve výstupní bezrozměrné charakteristice řízeného převodového prvku. Průběh minimálního zatěžovacího momentu (představuje potřebný hnací moment pro překonání jízdních odporů) odpovídá průběhu minimální zatěžovací síly přenesené od zátěže na potenciální vstup převodového prvku, končí v Obr. 26 v pracovním bodě A [M2min = 1, n2max = 1]. To je současně počáteční bod hyperbolické vazbové výstupní charakteristiky převodového prvku řízeného na konstantní přenášený výkon. Průběh maximálního zatěžovacího momentu končí na hyperbole řízeného konstantního výkonu v rovnovážném pracovním bodě B [M2max = 3,333; n2min = 0,3]. V tomto pracovním bodě končí hyperbolická část výstupní charakteristiky prvku a také končí řízení na konstantní přenášený výkon a začíná činnost ochranného řídicího systému, který realizuje algoritmus řízení M2max = konst. Této oblasti řízení převodového poměru odpovídá vodorovná přímka na úrovni M2max. [9]

Obr. 26 Zatěžovací momenty převodu – převzato z literatury [9]

P = konst M2

n2

M2max

M2min

5.3 Rozbor vybraných variant řešení

5.3.1 Varianta 1

Toto uspořádání se skládá ze dvou regulačních pístových axiálních hydrogenerátorů a čtyř pístových axiálních regulačních hydromotorů umístěných v kolech mobilního stroje.

Jelikož jsou zde použity rychloběžné axiální hydromotory, je třeba výstupní otáčky zredukovat. Snížení velikosti otáček lze provést například použitím kolových planetových redukcí, popř. sestupnými převody pro dosažení lepší průchodnosti stroje v terénu.

Obr. 27 Schéma varianty 1

Pro efektivní dosažení zadaných jízdních parametrů jako je maximální požadovaná rychlost stroje a přenesení požadovaného hnacího momentu, volím velikost koncového převodu, tj. převodu mezi hřídelí hydromotoru a pojezdovým kolem:

3 ,

=13 ik

Tomu odpovídají hodnoty maximálních točivých momentů na hydromotorech v kolech přední a zadní nápravy:

m i N

M M

k Z

Z 144,5 .

3 , 13

924

max 1

1 = =

= Nm

i M M

k P

P 100,5 .

3 , 13

37 3

max 1

1 = =

=

Dle větší hodnoty točivého momentu, tj. v tomto případě MZ, volím axiální pístové regulační hydromotory od firmy Bosch Rexroth, typového označení A6VM (28 cm³) s parametry dle Tab. 6.

Tab. 6 Vybrané parametry hydromotoru [11]

geometrický objem hydromotoru Vgmax cm³ 28,1 maximální otáčky při Vgmax nmax min^-1 5 550 maximální objemový průtok qVmax l/min 156

jmenovitý tlak pjm MPa 40

maximální tlak pmax MPa 45

točivý moment při Vgmax Tmax N.m 179

hmotnost m kg 16

Jako hydrogenerátory volím typ A4VG (28 cm³) s parametry dle Tab. 7 Tab. 7 Vybrané parametry hydrogenerátoru [11]

geometrický objem hydrogenerátoru Vgmax cm³ 28

geometrický objem podávacího čerpadla (při p = 20 bar) VgH cm³ 6,1 maximální otáčky při Vgmax nmax Dauer min^-1 4250 maximální dovolené otáčky nmax eingeschr. min^-1 4500

jmenovitý tlak pjm MPa 40

maximální tlak pmax MPa 45

minimální otáčky nmin min^-1 500

objemový průtok při nmax a Vgmax qVmax l/min 119

výkon při nmax Dauer a ∆p = 40 MPa Pmax kW 79

točivý moment při Vgmax a ∆p = 40 MPa Tmax N.m 178

točivý moment při Vgmax a ∆p = 10 MPa T N.m 44,5

hmotnost m kg 29

Tyto regulační hydrogenerátory A4VG jsou vybaveny dvěma přepouštěcími ventily k ochraně hydrostatického mechanismu proti přetížení. Dále jsou vybaveny integrovaným podávacím čerpadlem na olej, které zajišťuje doplňování kapalného média do uzavřeného obvodu, jeho výměnu, čištění a ochlazování. Využívá se rovněž jako zdroj energie pro regulaci variabilních pístových převodníků uzavřeného obvodu. Tyto hydrogenerátory jsou sériově vyráběny s tlakovým odlučovačem.

Pro dosažení maximální tažné síly se použije všech převodníků, tj. dvou regulačních axiálních hydrogenerátorů a čtyř regulačních axiálních hydromotorů. Pro dosažení maximální rychlosti, nebo při jízdě na rovině se použije pouze dvou hydromotorů připojených na jeden hydrogenerátor. Bude tedy poháněna pouze jedna náprava.

Tlak ve vedení zajišťující přenos krouticího momentu na hydromotory:

[

]

V p M

MM M M

M 2 1

η β

π _⋅

⋅

= ⋅

∆