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 wn 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

Vр = VQ·n (5.23)

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

 

Р = (5.24)

 

Vp = VQ (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 NG 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 NG 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 NG 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 υmax ;

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

время разгона до заданной скорости tυ;

минимально устойчивую скорость υmin .

Показатели υmax, αmax, tυ и υmin 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; Рк — суммарная тяговая сила ведущих колес ПА, Н; ΡΣ=Pf+Pi+Pв суммарная сила со­противления движению, Н; Рf — сила сопротивления качению колес ПА, Н: Рi — 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 (Рк,Рf,Рi, Рв) 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 Мд передается через трансмиссию к ведущим колесам АТС. Приводимые в справочной литературе и техни­ческих характеристиках автомобилей данные внешних характеристик двигателей (Ne, Me) 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 Мд числовые значения Ме необходимо умножить на коэффициент Kc

(6.2)

Для отечественных грузовых двухосных автомобилей Кс = 0,88, а для многоосных Кc = 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 Мк > Мд. Увеличение Мд 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 uк, uр и ur 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 Pк , которую может обеспечить двигатель на ведущих колесах, определяется по формуле

 

(6.4)

 

где rD — динамический радиус колеса.

Динамический радиус колеса в первом приближении равен стати­ческому радиусу, т. е. rD = rст. Значения rст приводятся в ГОСТах на пневматические шины. При отсутствии этих данных радиус rD тороидных шин вычисляется по формуле

(6.5)

 

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

Диаметр обода d и ширина профиля определяются из обозначения шины.

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

Силой сцепления шины с дорогой Pφn называют максимальное зна­чение горизонтальной реакции Тn (рис. 6.2), пропорциональное нор­мальной реакции колеса Rn

 


(6.6)   (6.7)     (6.8)

Для движения колеса без продольного и поперечного скольжения необходимо соблюдать условие

(6.9)

В зависимости от направления скольжения колеса различают ко­эффициенты продольного φх и поперечного φу сцепления. Коэффи­циент φх

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 φх 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 φх значительно большее влияние, чем все другие факторы. Поэтому в справочниках φх при­водится в зависимости от типа и состояния дорожного покрытия.

К основным факторам, связанным с шиной и влияющим на коэф­фициент φх, 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 Pφn и Yn коэффициент φх возраста­ет с увеличением проскальзывания (буксования) шины по дороге. Мак­симум φх достигается при 20...25 % проскальзывания. При полном буксовании ведущих колес (или юзе тормозных колес) коэффициент φх может быть на 10...25 % меньше максимального (рис. 6.3, а).

С увеличением скорости движения автомобиля коэффициент φх 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

Дорожное покрытие Состояние покрытия Давление в шине
высокое низкое регулиру-емое
Асфальт, бетон Сухое Мокрое 0,5-0,7 0,35-0,45 0,7-0,8 0,45-0,55 0,7-0,8 0,5-0,6
Щебеночное Сухое Мокрое 0,5-0,6 0,3-0,4 0,6-0,7 0,4-0,5 0,6-0,7 0,4-0,55
Грунтовое (кроме суглинка) Сухое Увлажненное Мокрое 0,4-0,5 0,2-0,4 0,15-0,25 0,5-0,6 0,3-0,45 0,25-0,35 0,5-0,6 0,35-0,5 0,2-0,3
Песок Сухое Влажное 0,2-0,3 0,35-0,4 0,22-0,4 0,4-0,5 0,2-0,3 0,4-0,5
Суглинок Сухое В пластическом состоянии 0,4-0,5 0,2-0,4 0,4-0,55 0,25-0,4 0,4-0,5 0,3-0,45
Снег Рыхлое Укатанное 0,2-0,3 0,15-0,2 0,2-0,4 0,2-0,25 0,2-0,4 0,3-0,45
Любое Обледенелое 0,08-0,15 0,1-0,2 0,05-0,1

 

Определяют φх 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 φх относятся, как правило, к коэффициенту сцепления при буксовании (юзе).

Коэффициент поперечного сцепления φу обычно принимают рав­ным коэффициенту φх 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 Rn — 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 tr. При разгоне ПА важно реализовать максимально возможное по до­рожным условиям Рк. Если ведущие колеса ПА при разгоне пробук­совывают, то для движения реализуется меньшая Рк и, как следствие, увеличивается tr. Уменьшение Рк при буксовании ведущих колес и объясняется тем, что при появлении скольжения колес относительно дороги на 20...25 % уменьшается φx, (рис. 6.3). Уменьшение φx при­водит к уменьшению Pφ, (6.10) и, следовательно, к уменьшению реали­зуемой Рк (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 υmin должен происходить при частичной пробуксовке муфты сцепления. Дальнейший разгон ПА от υmin до υmax 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 pz на участке /—2 больше, чем на участке 2—3, и равнодействующая нормальных реакций Rn, 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 Rn принято проводить через ось колеса 0 перпендикулярно опорной поверхности, а сопротивление ка­чению колеса учитывать за счет силы Рfn, направленной в сторону, про­тивоположную движению колеса в плоскости дороги (рис. 6.4, в).

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

(6.12)