Ликвидация горения – боевое действие, при котором использование АЦ следует рассматривать как боевые условия эксплуатации. 2 страница

Недостатком среднего размещения пожарного насоса является неудобный доступ к нему при техническом обслуживании и устранении возможных неисправностей.

Гидромеханические трансмиссии включают механические и гидравлические передачи. Основные достоинства: плавное изменение передаваемых скоростей и моментов вращения, компактность конструкций, легкость управления. Недостатками являются – невозможность реализовать задний ход.

Гидравлические передачи по принципу действия делятся на две группы: гидродинамические и гидростатические.

Гидродинамические передачи применяются в трансмиссиях некоторых грузовых автомобилей. В этих передачах используется кинетическая энергия рабочей жидкости для создания необходимого давления на ведомые звенья гидропередачи с целью приведения их в движение. Постоянный объем жидкости в них используется как передаточное звено.

К гидродинамическим передачам относятся гидромуфты и гидротрансформаторы.

Гидромуфта (гидравлическое сцепление) применяется в качестве привода вентилятора в системе охлаждения двигателей пожарных автомобилей на шасси КамАЗ.

Гидромуфта (рис.5.18) имеет ведущую и ведомую части. Ведущая часть состоит из насосного колеса 3 и крышки 2. Ведомая часть 1 является турбинным колесом. Колеса имеют лопасти 4. Они установлены между наружными и 5 и внутренними 6 торами.

Объем, образованный колесами заполнен маловязким маслом. Насосное колесо 3, вращаясь, нагнетает масло в турбинное колесо 1, из которого оно вновь поступает в насосное колесо 3. Образовавшийся замкнутый поток жидкости, движущийся по межлопастным каналам (показано стрелками), одновременно вращается вместе с насосным (или турбинным) колесом. Жидкость, получая энергию от насосного колеса, переносит ее к турбинному колесу. Воздействуя на его лопасти, она приводит колесо во вращение. С увеличением скорости насосного колеса, увеличивается передаваемый вращающий момент.

При передаче номинального момента КПД муфты достигает значений 0,87…0,95.

Для полного выключения муфты необходимо удалить из нее масло, а для включения заполнить маслом. Для этого предусматривается устройство, схематически показанное на рисунке.

Гидротрансформатор в отличие от гидромуфты, кроме насосного и турбинного колес, имеет неподвижное лопастное колесо – редуктор 1 (рис.5.19), установленный на обгонной муфте 2. При увеличении скорости w_n реактор отключается и механизм работает как гидромуфта.

Наличие в механизме реактора позволяет от 2 до 5 раз увеличивать передаваемый крутящий момент. Однако этого недостаточно для обеспечения требуемого для автомобиля диапазона передаточных чисел. Кроме того, на них невозможно обеспечивать обратный ход. Поэтому их применяют в сочетании с механическими ступенчатыми коробками передач.

Гидротрансформаторы характеризуются КПД в пределах 0,85…0,92 и используются в трансмиссиях аэродромных автомобилей на шасси БелАЗ и МАЗ.

Гидростатические передачи – механизмы для передачи возвратно-поступательного или вращательного движения за счет гидростатического напора жидкости.

Для передачи возвратно-поступательного движения используются гидроцилиндры с поршнями или штоками. Пример такого гидроцилиндра показан на рис.5.20. Скорость и направление движения штока 5 зависит от направления подачи жидкости.

Гидроцилиндры используются в механизмах подъема и опускания пожарных автолестниц и пожарных автоподъемников, их выдвижных опор, приводов лафетных стволов и т.д.

Для передачи вращательного движения используются аксиально-поршневые насосы. Их сочетание с механическими передачами составляют область комбинированных трансмиссий. Принципиальная схема такой трансмиссии показана на рис.5.21. От коробки отбора мощности 1 вращающий момент передается на аксиально-поршневой насос 2. С помощью специальных гидросистем 3 он затем передается на гидромотор 4, а от него к исполнительному механизму 5 червячной передачи подъема колен автолестниц. Такого же типа гидромеханическая передача используется в механизмах поворота пожарных автолестниц и автоколенчатых подъемников.

Канатные передачи (полиспасты) просты по устройству, позволяют создавать большие усилия на исполнительных механизмах, удобны в эксплуатации.

Основными элементами полиспастов являются системы подвижных и неподвижных блоков и канаты (рис.5.22, а и б).

Все блоки вращаются на осях 4 и 5. Блоки, установленные на неподвижной оси 4 называются неподвижными, а на перемещающиеся с осью 5 – подвижными.

Полиспасты выполняются по различным схемам: в одних – канат сбегает с неподвижного блока (рис.5.22, а), у других (рис.5.22, б) – с подвижного.

У полиспастов со сбегающим с неподвижного блока канатом усилие на нем определяется по формуле:

Р = Н, (5.22)

где: Q - сила тяжести груза, Н; q - сила тяжести подвижной обоймы полиспаста, Н; n - число блоков в системе; h - коэффициент полезного действия блока.

Значение КПД для блоков на подшипниках качения принимают равными h = 0,97…0,98, а для блоков на подшипниках скольжения h = 0,94…0,86.

Число блоков n в системе характеризует его кратность.

Скорость перемещения сбегающего каната с неподвижного блока системы (рис. 5.22, а) равна

V_р = V_Q·n (5.23)

Для случая, когда канат сбегает с подвижного блока справедливы зависимости:

Р = (5.24)

V_p = V_Q (n + 1) (5.25)

Канатные передачи применяются в механизмах выдвигания колен лестниц в пожарных автолестницах.

Недостатком полиспастов является то, что усилия, прилагаемые к канатам, могут передаваться только в одном направлении.

Приводы управления механизмами ПА можно классифицировать так: механические, гидравлические, пневматические.

Принципиальная схема механического привода непосредственного действия показана на рис.5.23. Управление осуществляется под действием усилия F₁, прилагаемого водителем к рычагам или педалям, включающими тот или иной механизм. Максимальное усилие на рычаге не должно превышать 150 Н при ходе 20…30 см, а на педалях не более 250 Н.

Соотношение между усилием на рукоятке рычага и усилием включения рабочего органа исполнительного механизма системы с механическим приводом характеризуется передаточным числом u = S/h . Обычно u = 25…40.

Такие приводы используются для включения КОМ, газоструйных вакуумных аппаратов, приводов вакуумных насосов ПЦН и т.д.

Принципиальная схема гидравлического привода представлена на рис.5.24. В гидрокамере 1 запаян сильфон 2. В разгруженном состоянии он удерживается пружиной 8. Трубка 3 из этого сильфона соединена с корпусом 4 механизма включения, в котором размещен сильфон 5 со штоком 6. Сильфон 5 удерживается в растянутом состоянии пружиной 7. При подаче воды пожарным насосом она поступает в гидрокамеру, заполняя пространство между корпусом 1 и сильфоном 2, деформируя его. Внутренняя полость сильфона трубки 3 и пространства между корпусом исполнительного

механизма 4 и сильфоном 5 заполнено гидравлической жидкостью (например, тормозной). Давлением этой жидкости деформируется сильфон 5 и шток 6 выключает механизм потребителя, например, вакуумный насос. В случае, если произойдет обрыв столба жидкости во всасывающей линии пожарного насоса снизится давление в гидрокамере и, следовательно, в камере исполнительного механизма. Под влиянием пружины 7 штоком 6 будет включен вакуумный насос. Автоматически произойдет забор воды.

Электропневмопривод применяется для включения в работу механизмов на автоцистернах, автолестницах и других ПА.

Принципиальная схема привода показана на рис.2.25. Пружиной 3 поршень 4 со штоком 2 отжаты вправо. Управляемый механизм выключен. При включении электромагнитного клапана 1 точки а^' и b^' займут место точек а и b. При этом сжатый воздух по пневмоприводу 7 поступит в надпоршневое пространство. Давление воздуха на поршень 4 сожмет пружину 3 и штоком 2 будет включен управляемый механизм.

Гидравлические и пневматические системы приводов водопенными коммуникациями применяются на автоцистернах АЦ-40(375)1Ц и АЦ-40(1310137. В АЦ нового поколения они применения не нашли.

Глава 5. Базовые транспортные средства ПА

Подрисуночные подписи

Рис.5.1. Виды пожаров

1 – без начальной стадии развития; 2 – с начальной стадией развития.

Рис.5.2. Распределение выездов пожарных подразделений в городе с

Населением 300…400 тыс.чел.

1 – действительное распределение; 2 – теоретическое распределение.

Рис.5.3. Временные характеристики пожаротушения

Рис.5.4. Распределение продолжительности следования на пожар

1 – 1994 г.; 2 – 1999.

Рис.5.5. Температура охлаждающей жидкости двигателя и скорость движения ПА

1-2 – лето, +25⁰С; 3-4 – зима, - 25⁰С.

Рис.5.6. Распределение продолжительности ликвидации горения

1 – 1994 г.; 2 – 1999.

Рис.5.7. Зона минимального безопасного расстояния для конструкционных

материалов АЦ при тушении пожара

1 – площадь излучающей поверхности 100 м²; 2 при тушении нефтяных фонтанов.

Рис.5.8. Индикаторная диаграмма двигателя

га – такт всасывания; ас – такт сжатия; сz - повышение давления при сгорании топлива; вz – рабочий ход; вг – выхлоп.

Рис.5.9. Скоростная характеристика двигателя

1 – внешняя характеристика; 2 – частичная характеристика; 3 – крутящий момент; 4 – удельный расход топлива; 5 – регуляторные характеристики.

Рис.5.10. Внешняя скоростная характеристика двигателя КамАЗ 740.11-240

1 – крутящий момент; 2 – внешняя скоростная характеристика; 3 – удельный расход топлива.

Рис.5.11. Поле отбора мощности от двигателя в стационарном режиме

1 – внешняя скоростная характеристика; 2 – частичная скоростная характеристика.

Рис.5.12. Принципиальная схема теплообменника

1 – корпус теплообменника; 2 – змеевик с подачей воды из насоса.

Рис.5.13. Система выхлопа отработавших газов (ОГ)

1 – патрубок; 2 – газоструйный вакуумный аппарат; 3 – глушитель; 4 – выхлопная труба; 5 – отвод газов для обогрева цистерны; 6 – трубка к вакуумному крану и насосу.

Рис.5.14. Схема фрикционной передачи с цилиндрическими катками.

Рис.5.15. Схема ременной передачи.

Рис.5.16. Схема коробки отбора мощности.

1 – зубчатое колесо ведущее; 2 – промежуточное зубчатое колесо; 3 – ведомая шестерня; 4 – соединительная муфта; 5 – ведомый вал.

Рис.5.17. Схемы компоновки дополнительных трансмиссий: а,б – вариант I; в – вариант II; г – вариант – III:

1 – двигатель; 2 – сцепление; 3 – коробка отбора мощности; 4 – карданный вал; 5 – опоры; 6 – пожарный насос; 7 – коробка передач; 8 – раздаточная коробка.

Рис.5.18. Гидромуфта

1 – турбинное колесо; 2 – крышка; 3 – насосное колесо; 4 – лопасти; 5 – наружный тор; 6 – внутренний тор; 7 – клапан заполнения; 8 – радиатор; 9 – предохранительный клапан; 10 – насос питания; 11 – бак; 12 – клапан опорожнения.

Рис.5.19. Гидротрансформатор

1 – реактор; 2 – обгонная муфта; 3 – полый невращающийся вал.

Рис.5.20. Гидроцилиндр

1 – цилиндр; 2,4 – уплотнения; 3 – поршень; 5 – шток; 6 – замыкатель; 7 – кран управления.

Рис.5.21. Схема гидромеханической передачи

1 – КОМ; 2 – гидронасос; 3 – гидравлическая система управления; 4 – гидромотор; 5 – червячная передача; 6 – барабан.

Рис.5.22. Схемы полиспастов

а – канат сбегает с неподвижного блока; б – канат сбегает с подвижного блока

1 – подвижный блок; 2 – неподвижный блок; 3 – канат; 4 – ось неподвижных блоков; 5 – ось подвижных блоков.

Рис.5.23. Схема механического привода.

Рис.5.24. Схема гидропередачи

1 – корпус гидроблока; 2 – сильфон; 3 – трубопровод; 4 – корпус исполнительного механизма; 5 – сильфон; 6 – шток; 7 – пружина.

Рис.5.25. Схема электропневмопривода

1 – пневмоцилиндр; 2 – шток; 3 – пружина; 4 – поршень; 5,7 – пневмопривод; 6 – электромагнитный клапан; 8,9 – потребители.

Глава 6. Элементы теории движения пожарного автомобиля

Теория движения пожарного автомобиля (ПА) рассматривает фак­торы, которые определяют время следования пожарного подразде­ления к месту вызова. В основу теории движения ПА положена теория эксплуатационных свойств автомобильных транспортных средств (АТС).

Для оценки совершенства конструкции ПА и его способности свое­временно прибыть к месту вызова необходим анализ следующих экс­плуатационных свойств: тягово-скоростных, тормозных, устойчивости движения, управляемости, маневренности, плавности хода.

6.1. Тягово-скоростные свойства пожарного автомобиля

Тягово-скоростные свойства ПА определяются его способностью к движению под действием продольных (тяговых) сил ведущих колес. (Колесо называется ведущим, если к нему передается через трансмис­сию крутящий момент от двигателя АТС.)

Эта группа свойств состоит из тяговых свойств, позволяющих ПА преодолевать подъемы и буксировать прицепы, и скоростных свойств. позволяющих ПА двигаться с высокими скоростями, совершать раз­гон (приемистость) и двигаться по инерции (выбег).

Для предварительной оценки тягово-скоростных свойств использу­ется удельная мощность N_G ПА, т.е. отношение мощности двигателя (N, кВт) к полной массе автомобиля (G, т). По НПБ 163-97 удельная мощность ПА должна быть не меньше 11 кВт/т.

У отечественных серийных ПА удельная мощность меньше рекомен­дованного НПБ значения. Увеличить N_G серийных ПА можно, если устанавливать на них двигатели с большей мощнос­тью или не полностью использовать грузоподъемность базового шасси.

Оценка тягово-скоростных свойств ПА по удельной мощности мо­жет быть только предварительной, так как часто АТС с одинаковой N_G имеют различную максимальную скорость и приемистость.

В нормативных документах и технической литературе нет единства в

оценочных показателях (измерителях) тягово-скоростных свойств АТС.

Общее число предлагаемых оценочных показателей более пят­надцати.

Специфика эксплуатации и движения (внезапный выезд с непрогре­тым двигателем, интенсивное движение с частыми разгонами и тормо­жениями, редкое использование выбега) позволяет выделить для оцен­ки тягово-скоростных свойств ПА четыре основных показателя:

максимальную скорость υ_max ;

максимальный подъем, преодолеваемый на первой передаче с по­стоянной скоростью (угол α_max или уклон i_max );

время разгона до заданной скорости t_υ;

минимально устойчивую скорость υ_min .

Показатели υ_max, α_max, t_υ и υ_min определяются аналитически и экспериментально. Для аналитического определения этих показателей необходимо решить дифференциальное уравнение движения ПА, спра­ведливое для частного случая — прямолинейного движения в профи­ле и плане дороги (рис. 6.1). В системе отсчета oxyz это уравнение имеет вид

(6.1)

где G — масса ПА, кг; δ > 1 - коэффициент учета вращающихся масс (колес, деталей трансмиссии) ПА; Р_к — суммарная тяговая сила ведущих колес ПА, Н; Ρ_Σ=P_f+P_i+P_в суммарная сила со­противления движению, Н; Р_f — сила сопротивления качению колес ПА, Н: Р_i — сила сопротивления подъему ПА. Н; Рв — сила сопро­тивления воздуха. Н.

Решить уравнение (6.1) в общем виде сложно, так как неизвестны точные функциональные зависимости, связывающие основные силы (Р_к,Р_f,Р_i, Р_в) со скоростью АТС. Поэтому уравнение (6.1) обычно решают численными методами (на ЭВМ или графически).

При определении тягово-скоростных свойств АТС численными ме­тодами наиболее часто используется метод силового баланса, метод мощностного баланса и метод динамической характеристики. Для ис­пользования этих методов необходимо знать силы, действующие на АТС при движении.

6.1.1. Тяговая сила ведущих колес

Крутящий момент двигателя М_д передается через трансмиссию к ведущим колесам АТС. Приводимые в справочной литературе и техни­ческих характеристиках автомобилей данные внешних характеристик двигателей (N_e, M_e) соответствуют условиям их стендовых испытаний, значительно отличающихся от условий, в которых двигатели работают на автомобилях. При стендовых испытаниях по ГОСТ 14846—81 внеш­ние характеристики двигателя определяют при установке на него только основного оборудования (воздухоочистителя, генератора и во­дяного насоса), т. е. без оборудования, необходимого для обслужива­ния шасси (например, компрессора, гидроусилителя руля). Поэтому для определения М_д числовые значения М_е необходимо умножить на коэффициент K_c

(6.2)

Для отечественных грузовых двухосных автомобилей К_с = 0,88, а для многоосных К_c = 0,85.

Условия стендовых испытаний двигателей за границей отличаются от стандартных. Поэтому при испытаниях:

по SАЕ (США, Франция, Италия) — Кс = 0,81...0,84;

по DIN (ФРГ) — Кс - 0,9...0,92;

по В5 (Англия) — Кс – 0,83...0,85;

по JIS(Япония) — Кс == 0,88...0,91.

К колесам передается крутящий момент М_к > М_д. Увеличение М_д пропорционально общему передаточному числу трансмиссии. Часть крутящего момента, учитываемая коэффициентом полезного действия трансмиссии, расходуется на преодоление сил трения. Общее переда­точное число трансмиссии и является произведением передаточных чи­сел агрегатов трансмиссии

(6.3)

где — соответственно передаточные числа коробки передач, раздаточной коробки и главной передачи. Значения u_к, u_р и u_r при­водятся в технической характеристике АТС.

Коэффициент полезного действия трансмиссии η является произве­дением КПД ее агрегатов. Для расчетов можно принимать : η= 0,9 — для грузовых двухосных автомобилей с одинарной главной переда­чей (4х2); η= 0,88 —для грузовых двухосных автомобилей с двой­ной главной передачей (4 х 2); η= 0,86 — для автомобилей повы­шенной проходимости (4x4); η = 0,84 --для грузовых трехосных автомобилей (6 х 4); η= 0,82 — для грузовых трехосных автомоби­лей повышенной проходимости (6 х 6).

Суммарная тяговая сада P_к , которую может обеспечить двигатель на ведущих колесах, определяется по формуле

(6.4)

где r_D — динамический радиус колеса.

Динамический радиус колеса в первом приближении равен стати­ческому радиусу, т. е. r_{D =} r_ст. Значения r_ст приводятся в ГОСТах на пневматические шины. При отсутствии этих данных радиус r_D тороидных шин вычисляется по формуле

(6.5)

где d - диаметр обода; λ — 0,89...0,9 — радиальная деформация про­филя; b_ш— ширина профиля.

Диаметр обода d и ширина профиля определяются из обозначения шины.

Использование силы P_к (6.4) для движения АТС зависит от способ­ности автомобильного колеса, нагруженного нормальной нагрузкой G_нg воспринимать или передавать касательные силы при взаимодей­ствии с дорогой. Это качество автомобильного колеса и дороги при­нято оценивать силой сцепления шины с дорогой P_φn , или коэффици­ентом сцепления φ.

Силой сцепления шины с дорогой P_φn называют максимальное зна­чение горизонтальной реакции Т_n (рис. 6.2), пропорциональное нор­мальной реакции колеса R_n

Для движения колеса без продольного и поперечного скольжения необходимо соблюдать условие

(6.9)

В зависимости от направления скольжения колеса различают ко­эффициенты продольного φ_х и поперечного φ_у сцепления. Коэффи­циент φ_х

зависит от типа покрытия и состояния дороги, конструкции и материала шины, давления воздуха в ней, нагрузки на колеса, ско­рости движения, температурных условий, процента скольжения (бук­сования) колеса.

Величина коэффициента φ_х в зависимости от типа и состояния до­рожного покрытия может изменяться в очень широких пределах. Это изменение обусловлено не столько типом, сколько состоянием верх­него слоя дорожного покрытия. Причем тип и состояние дорожного по­крытия оказывает на величину коэффициента φ_х значительно большее влияние, чем все другие факторы. Поэтому в справочниках φ_х при­водится в зависимости от типа и состояния дорожного покрытия.

К основным факторам, связанным с шиной и влияющим на коэф­фициент φ_х, относятся удельное давление (зависит от давления воздуха в шине и нагрузки на колесо) и тип рисунка протектора. Оба они непо­средственно связаны со способностью шины выдавливать в стороны или прорывать пленку жидкости на дорожном покрытии для восстановле­ния с ним надежного контакта.

При отсутствии поперечных сил P_φn и Y_n коэффициент φ_х возраста­ет с увеличением проскальзывания (буксования) шины по дороге. Мак­симум φ_х достигается при 20...25 % проскальзывания. При полном буксовании ведущих колес (или юзе тормозных колес) коэффициент φ_х может быть на 10...25 % меньше максимального (рис. 6.3, а).

С увеличением скорости движения автомобиля коэффициент φ_х обычно уменьшается (рис. 6.3, б). При скорости 40 м/с он может быть в несколько раз меньше, чем при скорости 10... 15 м/с.

Таблица 6.1

Определяют φ_х обычно экспериментально методом буксирования автомобиля с заблокированными колесами. При эксперименте регист­рируют силу тяги на крюке буксира и нормальную реакцию заблоки­рованных колес. Поэтому справочные данные по φ_х относятся, как правило, к коэффициенту сцепления при буксовании (юзе).

Коэффициент поперечного сцепления φ_у обычно принимают рав­ным коэффициенту φ_х и при расчетах пользуются средними значения­ми коэффициента сцепления φ (табл. 6.1).

При расчетах тягово-скоростных свойств АТС различием в коэффи­циентах сцепления колес пренебрегают и максимальную тяговую силу,

которую могут обеспечить ведущие колеса по сцеплению с дорогой, оп­ределяют по формуле

(6.10)

где R_n — нормальная реакция n-го ведущего колеса. Если тяговая сила ведущих колес превышает максимальную тяговую силу, то ведущие колеса автомобиля буксуют. Для движения АТС без буксования ведущих колес необходимо выполнение условия

, (6.11)

Выполнение условия (6.11) позволяет уменьшить время следования ПА к месту вызова, в основном, за счет уменьшения времени разгона t_r. При разгоне ПА важно реализовать максимально возможное по до­рожным условиям Р_к. Если ведущие колеса ПА при разгоне пробук­совывают, то для движения реализуется меньшая Р_к и, как следствие, увеличивается t_r. Уменьшение Р_к при буксовании ведущих колес и объясняется тем, что при появлении скольжения колес относительно дороги на 20...25 % уменьшается φ_x, (рис. 6.3). Уменьшение φ_x при­водит к уменьшению P_φ, (6.10) и, следовательно, к уменьшению реали­зуемой Р_к (6.11).

При трогании ПА с места выполнить условие (6.11) только за счет правильного выбора частоты вращения коленчатого вала двигателя и номера передачи не удается. Поэтому разгон ПА от υ=0 до υ_min должен происходить при частичной пробуксовке муфты сцепления. Дальнейший разгон ПА от υ_min до υ_max без пробуксовки ведущих ко­лес ПА с механической коробкой передач обеспечивается за счет пра­вильного выбора положения педали подачи топлива (частоты вращения коленчатого вала двигателя) и момента переключения на высшую пе­редачу.

6.1.2. Сила сопротивления качению колес пожарного автомобиля

Сопротивление качению колеса с пневматической шиной по неде­формируемой дороге возникает в основном за счет затрат энергии на деформацию шины, так как деформации дороги незначительны. Рабо­та, затраченная на участке /—2 (рис. 6.4, а) на деформацию шины, больше, чем возвращенная на участке 2—3 (рис. 6.4, а) восстановле­ния ее формы, так как часть энергии расходуется на внутреннее трение резины. Поэтому давление p_z на участке /—2 больше, чем на участке 2—3, и равнодействующая нормальных реакций R_n, cмещенная отно­сительно оси 0 (рис. 6.4, а) в сторону движения, препятствует каче­нию колеса.

Сопротивление качению колеса с пневматической шиной по деформируемой дороге (пашня, песок, неуплотненный снег) возникает в ос­новном за счет затрат энергии на деформацию грунта (образование ко­леи) и на преодоление сил трения между колесом и грунтом (рис. 6.4, б).

В теории движения АТС реакцию R_n принято проводить через ось колеса 0 перпендикулярно опорной поверхности, а сопротивление ка­чению колеса учитывать за счет силы Р_fn, направленной в сторону, про­тивоположную движению колеса в плоскости дороги (рис. 6.4, в).

Сила сопротивления качению колес АТС является суммой сил со­противления качению Р_fn всех колес

(6.12)

где f_n— коэффициент сопротивления качению n-го колеса; R_n — нормальная реакция опорной поверхности n-го колеса; п — число ко­лес.