Технико-экономическое обоснование выбора главных двигателей

При выборе типа главного двигателя следует учитывать:

-необходимость обеспечения длительной эффективной работы установки на двух режимах, существенно различающихся по мощности (например, режим перехода судна в район промысла и режим траления для установок рыболовных траулеров);

-необходимость обеспечения длительной устойчивой работы установки при малом и самом малом ходе судна (например, для установок спасательных и некоторых других типов судов);

-возможность использования полной мощности при работе на передний и задний ход в диапазоне режимов от свободного хода до швартовного (например, для установок судов активного ледового плавания и ледоколов);

-малую продолжительность реверса установки и ограничения по частоте реверсов (например, для установок ледоколов);

-массогабаритные ограничения агрегатов (например, для установок судов типа RO-RO; СДПП).

Основным назначением главной энергетической установки является обеспечение заданной скорости хода судна или наибольшего упора движителей (буксирные суда) при оптимальном использовании мощности главных двигателей (ГД).

Мощность ГД, обеспечивающая заданную скорость движения судна (или состава), определяется по формуле

кВт,

где Р_e - эффективный упор движителя (движителей), кН; V – скорость судна, м/с; - пропульсивный КПД комплекса винт - корпус судна определяется по формуле

где ψ - коэффициент попутного потока: ψ = 0,5δ - 0,16 - для бор­тового винта, ψ= 0,5δ - 0,1 - для диаметрального винта; δ - коэффициент общей полноты водоизмещения; t - коэффициент засасывания: t = 0,8ψ(1+0,25ψ) - для бортового винта , t = 0,6ψ (1+0,67ψ) - для диаметрального винта; - КПД винта снимают с соответствующей расчетной диаграммы для гребных винтов по числу лопастей гребного винта Z, дисковому отношению θ, конструктивному шаговому отношению H/D и относительной поступи винта λ_р.

Для судов с винтами в направляющих насадках

где - отношение коэффициента сопротивления насадки к коэффициенту нагрузки комплекса - может быть принято 0,05...0,1; - коэффициент попутного потока при работе комплекса за корпусом, - коэффициент, который принимается равным 0,5 для диаметральных винтов.

КПД комплекса снимают с соответствующей диаграммы для расчета комплекса "гребной винт - направляющая насадка" по числу лопастей гребного винта Z, дисковому отношению θ, конструктивному шаговому отношению H/D и относительной нагрузки комплекса.

С учетом изложенного выше, расчеты по выбору главных двигателей и типа передачи мощности для судов с винтами без направляющих насадок выполняют в следующем порядке.

1. Определяют упор винта, кН:

- для самоходного судна ,

где R - сопротивление воды движению судна, кН; х - число гребных винтов.

- для буксирных судов

где R_т, Z - сопротивление воды движению соответственно толкача и состава, кН.

2.Определяют скорость винта относительно воды, м/с:

3. Выбирают ряд значений диаметров винта D (3...4 варианта) между максимальным и минимальным его значением.

Максимальный диаметр винта может быть принят:

- для обычных кормовых образований

- для туннельной и полутуннельной кормы

где - осадка кормой.

Минимальный диаметр винта для речных судов .

4. Для всех принятых вариантов винтов рассчитывают их частоту вращения n_в и мощность, подведенную к винтам N_p.

Исходя из типа и назначения судна, требований, предъявляемых к его эксплуатации или в соответствии

с заданием на проектирование, выбирают два или три варианта передач мощности (гидравлическая, механическая, электрическая и др.). Определив (Приложение 3) для каждого типа передачи величину КПД , определяют потребную эффективную мощность ГД где - КПД передачи.

Для судов с винтами в направляющих насадках расчет производят аналогично:

1. Вычисляют коэффициент попутного потока.

2. Определяют полезный упор комплекса, приняв значение коэффициента засасывания винта t = 0,5..0,6 от рекомендованных выше значений.

3. Определяют скорость комплекса , м/с. С учетом размещения комплекса винт - насадка за корпусом судна дальнейший расчёт производится для нескольких диаметров гребных винтов. В расчётные формулы подставляют характеристики комплекса.

Далее принимают количество гребных винтов х и двигателей z_д,которые предполагается установить на судне. Требуемую мощность распределяют между двигателями.

Следующий этап заключается в анализе (путем сравнения) различных возможных к установке двигателей и типов передач мощности, обеспечивающих заданную скорость движения судна или состава; выборе такого их сочетания, при котором удовлетворяются эксплуатационные требования к энергетической установке судна по расходу топлива, масла, массе, габаритам, маневренным качествам, степени автоматизации и т.п.

Для окончательного выбора комплекса ГД - передача необходимо провести технико-экономическое сравнение рассмотренных вариантов. Это сравнение лучше производить в табличной форме. Выбор производят по КПД судового комплекса и по показателю приведенных затрат.

КПД судового комплекса определяется по формуле

где - эффективный КПД ГД.

Выбор числа валов

Выбор числа валов зависит от мощности установки, назначения судна и его осадки, а также требований, предъявляемых кманевренности и живучести судна.

Для транспортных судов оптимальной по экономичности для эксплуатационного режима является одновальная установка с ВФШ. Такая установка отличается простотой и удобством обслуживания, позволяет получать высокий пропульсивный КПД, хорошие массовые и габаритные показатели.

Наибольшая мощность, передаваемая на работающий с частотой вращения n = 100...110 мин^-1 и достаточно высоким пропульсивным КПД ВФШ, составляет (3,0…3,5)l0⁴ кВт. При этом диаметр винта достигает 9 м, а его масса 60...70 т.

Необходимость в многовальной установке возникает для судов большой грузоподъемности и скорости с мощностью установок от 5000 до 10000 кВт:

- когда необходимая мощность СЭУ не может быть эффективно переработана одним винтом;

- когда осадка судна ограничивает диаметр винта;

- когда требуется обеспечить судну высокие маневренные качества, в частности, его управляемость на заднем ходу;

- при необходимости повышения живучести СЭУ.

Пропульсивные качества крупнотоннажных одновальных судов и быстроходных судов с ограниченной осадкой, имеющих ЭУ большой агрегатной мощности, могут быть повышены при использовании двух ВФШ (правого и левого вращения), но при этом конструкция валопровода и главной передачи существенно усложняются.

Достаточно широкое применение на водоизмещающих судах имеют винты регулируемого шага (ВРШ), изготавливаемые на мощность до 33000 кВт. Такие винты обеспечивают возможность использования полной мощности главных двигателей при различных режимах движения, повышают маневренные качества ЭУ, упрощают процесс управления установкой, допускают применение нереверсивных главных двигателей. Несмотря на высокую стоимость и сложность конструкции ВРШ, их используют для движения судов с различными типами главных двигателей. ВРШ широко распространены на судах с дизель-редукторными, газотурбинными и комбинированными установками.

Выбор типа передачи

Тип передачи определяется назначением судна, типом, мощностью и числом двигателей, массогабаритными, а также экономическими и производственными требованиями, предъявляемыми к главной энергетической установке.

Сравнительная оценка различных типов передач производится с учетом преимуществ и недостатков, присущих каждой из них. К числу этих требований относятся: высокая надежность, высокий КПД на эксплуатационных режимах, минимальная масса и габариты, минимальные затраты на обслуживание и ремонт, приспособленность к ремонту и др.

Кроме общих требований, к передачам могут предъявляться и специфические. К ним относятся: изменение передаточного отношения; поддержание крутящего момента на выходном валу в необходимых пределах при изменении частоты вращения движителя; суммирование или разделение мощности главных двигателей; отбор мощности на привод вспомогательных механизмов и др.

Выбор типа передачи целесообразно производить применительно к определенным типам судов, объединенным общностью режимов плавания, а также общностью требований, предъявляемых к главным энергетическим установкам.

Для судов транспортного флота (танкеров, сухогрузов, лесовозов и др.) более характерны стабильные режимы плавания. Наиболее важные требования к энергетическим установкам таких судов - простота, компактность, высокая надежность и экономичность. Вместе с тем к ним не предъявляются повышенные требования по маневренности, достижению больших тяговых усилий и длительной эксплуатации при пониженных оборотах гребного вала. Для судов данного типа могут быть рекомендованы прямая и редукторная передачи.

Использование прямой передачи оказывается наиболее рациональным в сочетании с МОД при частоте вращения винтов в пределах 85... 200 мин .

Редукторная передача целесообразна в случаях, если для данного конкретного судна использование прямой передачи невозможно или экономически невыгодно.

Для транспортных судов речного и озерного плавания при сравнительно невысокой мощности установки (N_e ≤ 1500 кВт) и огра­ниченных габаритах машинного отделения предпочтение следует отдавать редукторным передачам. На пассажирских судах предъявляются повышенные требования к живучести, надежности и маневренности энергетических установок. В большей степени таким требованиям удовлетворяют многовальные редукторные установки. При наличии ограничений по размерам гребных винтов на пассажирских судах малого и среднего водоизмещения могут быть использованы установки с прямой передачей в сочетании с высокооборотными двигателями.

При выборе типа передачи в установках рыбопромысловых судов следует учитывать затраты энергии на промысловое и технологическое оборудование. Особенностью таких судов является также то, что режимы максимальных нагрузок, затрачиваемых на движение судна, не совпадают по времени с режимами максимальных нагрузок на электростанцию, т.е. на одних режимах движения судна появляется резерв мощности главных двигателей, на других - резерв мощности вспомогательных дизель - генераторов. Поэтому для таких судов следует выбирать такой тип передачи, при котором было бы обеспечено более полное использование резервов мощности на всех режимах. Такими свойствами обладают установки с отбором мощности от главных двигателей для целей, не связанных с движением судна и установки с электропередачей. Для рыбодобывающих судов малого и среднего водоизмещения с повышенными требованиями к тяговым характеристикам при малых частотах вращения гребного вала и при длительном плавании на малых ходах находят применение установки с гидростатической передачей.

При выборе типа передачи для судов ледового плавания, особенно ледоколов, исходят из таких специфических требований, как:

- использование полной мощности главных двигателей во всем диапазоне изменения режимов работы движителей;

- обеспечение защиты главных двигателей и энергетической установки в целом от внешнего воздействия со стороны гребных винтов при их ударе о льдины;

- высокая надежность пропульсивного комплекса и способность его к саморегулированию по крутящему моменту при изменении сопротивления движения судна;

- высокая маневренность.

Указанным требованиям в большей степени отвечают гидравлическая или электрическая передачи, у которых отсутствует жесткая связь двигателя с гребным винтом.

Буксиры составляют большую группу судов вспомогательного флота. Для портовых, рейдовых и многоцелевых буксиров характерно длительное использование энергетической установки на самых различ­ных режимах начиная от полного свободного хода и кончая швартовым режимом. Для транспортных буксиров наиболее продолжительный режим - буксировка, для спасательных - режим свободного хода. При плавании буксиров в ледовых условиях выдвигаются требования по запасу крутящего момента (200...250%). Для портовых, шлюзовых и многоцелевых буксиров важно требование малых массы и габаритов установки. Общими для всех буксирных судов являются требования высокой надежности, маневренности, экономичности на эксплуатационных режимах, обеспечение отбора мощности на привод пожарных и вспомогательных лебедок.

Для таких судов наиболее подходит комбинация гидродинамичес­кой и редукторной передач - гидрозубчатая передача, которая наиболее полно удовлетворяет основным требованиям.

Выбор одного из возможных вариантов передачи производится по результатам их сопоставления. Обычно сопоставление производится в табличной форме. Исходными данными являются: мощность, число гребных валов, размеры и местоположение машинного отделения. Показатели, по которым производится сопоставление: полная и удельная масса главной энергетической установки; мощностная насыщенность по длине, площади, объему машинного отделения; возможная частота вращения вала; пропульсивный КПД и КПД передачи; удельные расходы топлива и масла; стоимость установки.

Муфты, применяемые в современных СЭУ, отличаются разнообразием конструкций. Они применяются не только для соединения и разобщения валов, но и для уменьшения крутильных колебаний валопровода, расширения диапазона частот вращения винта, пуска двигателя при отключённом валопроводе и других целей.

Муфты подразделяются на неподвижные (простые) и подвижные (компенсирующие). Простые муфты обеспечивают жёсткое соединение двух элементов валопровода, исключая перемещение одного вала относите­льно другого. Подвижные муфты делятся на жёсткие, полужёсткие уп­ругие (эластичные) и упругодемпфирующие (высокоэластичные). Такие муфты обеспечивают соединение и разъединение валов в процессе работы установки. Они делятся на кулачковые, зубчатые, фрикционные, пневматические, гидравлические и электромагнитные.

Окончательное решение о целесообразном типе муфты принимается после расчёта всего пропульсивного комплекса на крутильные, продольные и поперечные колебания.

2.5. Расчёт передачи мощности к движителям

В соответствии с принятым или рекомендуемым в задании типом передачи мощности разрабатывают её схему с указанием расположения основных элементов от главного двигателя до гребного винта.

На судах в общем случае находят применение механические, электрические, гидравлические и комбинированные типы передач. Их главным элементом является валопровод. Он передает гребному винту крутящий момент, развиваемый главным двигателем, и упор, создаваемый винтом, через упорный подшипник корпусу судна. Этот упор сообщает судну поступательное движение.

На конструктивной схеме валопровода должны быть показаны основные его части: опора в кронштейне, дейдвудная труба, опорные и упорный подшипники, фланцевые и муфтовые соединения, тормоза, а также размеры тех пролетов, для которых в дальнейшем валопровод рассчитывают на продольную устойчивость и критическую частоту вращения от поперечных колебаний. Расчёт валопроводов речных судов выполняется по Правилам Российского Речного Регистра (РРР), а морских – Российского Морского Регистра Судоходства (РМРС). Расчёт начинают с определения диаметра промежуточного вала, независимо от того, предусмотрена его установка на судне или нет, затем рассчитывают диаметры гребного и упорного валов, толщину облицовки, учитывая возможность плавания во льдах.

По правилам РРР диаметры промежуточного, упорного или гребного валов, мм, должны быть не менее, определяемых по формуле

где - временное сопротивление материала вала, МПа;формула применяется при = 400…600 МПа, если > 600 МПа, то в формулу подставляют = 600 МПа; k – коэффициент, равный: = 130 - для промежуточных валов с коваными фланцами или фланцевыми бесшпоночными муфтами;

= 140 - для промежуточных валов со шпоночными муфтами; = 142 - для упорных валов в подшипниках качения;

= 160 - для гребных валов на расстоянии не менее четырёх диаметров гребного вала от носового торца ступицы гребного винта;

=150 - для гребных валов на расстоянии более четырёх диаметров гребного вала от носового торца ступицы гребного винта;

- коэффициент усиления, равный: 1,0 - для судов без ледового усиления; 1,05- при плавании в битом льду; 1,07 – для ледоколов и судов ледового плавания; P - расчётная мощность, передаваемая валом, кВт; n – расчётная частота вращения мин ; d_i- диаметр осевого отверстия вала, мм. Если этот диаметр меньше или равен 0,4d_г , то можно принять d_i= 0; d_г -действительный диаметр гребного вала, мм.

В случае, если вал не имеет сплошной облицовки или другой эффективной защиты от коррозии, то участки гребного вала, имеющие контакт с водой, должны иметь наружный диаметр на 5% больше определенного по формуле.

При расчёте упорного подшипника принимают где - упор комплекса (если винт в насадке). Расчётный упор не должен превосходить допустимого значения для упорного подшипника.

Правила РМРС рекомендуют следующую формулу для определения диаметра промежуточного вала, мм:

Здесь F - коэффициент, зависящий от типа механической установки и принимаемый:

F = 95 - для механических установок с ротативными механизмами или с ДВС, оборудованными гидравлическими или электромагнитными муфтами;

F = 100 - для других типов механических установок с ДВС;

P – расчётная мощность на промежуточном валу, кВт;

n − расчётная частота вращения промежуточного вала, мин .

РМРС рекомендует выполнять диаметр упорного вала выносного подшипника скольжения на расстоянии одного диаметра упорного вала в обе стороны от гребня вала, а для подшипников качения в пределах корпуса подшипника не менее 1,1 диаметра промежуточного вала.

Расчётный диаметр гребного вала, мм,

где k - коэффициент, определяемый конструкцией вала. Для участка вала от большого основания конуса или наружного фланца гребного вала до носовой кромки ближайшего к движителю подшипника (но во всех случаях не менее 2,5 ):

k = 1,22 для бесшпоночного соединения гребного винта с валом или в случае соединения винта с фланцем, откованным заодно с валом;

k = 1,26 для шпоночного соединения гребного винта с валом;

k = 1,15 для участка вала от носовой кромки кормового дейдвудного подшипника или кормового кронштейнового подшипника в нос до носового торца носового уплотнения дейдвудной трубы для всех типов исполнения.

Значение k увеличивается на 2 %, если гребной вал выполнен с водяной смазкой и без сплошной облицовки. По согласованию РМРС допускается уменьшение в случае их поверхностного упрочнения. При изготовлении промежуточных, упорных и гребных валов с временным сопротивлением > 400 МПа их диаметр может быть уменьшен. Уменьшенный диаметр определяется по формуле

,

где d - расчётный диаметр вала, мм; - уменьшенный диаметр вала, мм; - временное сопротивление материала вала.

Во всех случаях временное сопротивление в формуле должно приниматься не более 800МПа для промежуточного и упорного валов и 600 МПа для гребного вала.

Диаметры валов ледоколов и судов с ледовыми усилениями увеличиваются на величину, указанную в табл.2.2.5 раздела 2 Валопроводы Правил РМРС.

Если в валу выполняется осевое отверстие, его диаметр не должен превышать 0,4 расчётного диаметра вала.

Гребные валы должны быть надежно защищены от соприкосновения с забортной водой.

Облицовки гребных валов должны изготовляться из сплавов, обладающих высокой коррозионной стойкостью к морской воде.

Толщина бронзовой облицовки гребного вала S, мм, должна быть не менее толщины, определяемой по формуле

,

где - диаметр гребного вала под облицовкой, мм.

Толщина облицовки между подшипниками может быть снижена на 25 %.

Для соединения фланцев валов используют плотно пригнанные цилиндрические болты. Диаметр болтов, мм, должен быть не менее

где - диаметр промежуточного вала, мм; - временное сопротивление материала болта, МПа, которое следует принимать в диапазоне ≤1,7 , но не более 1000 МПа, i - число болтов в соединении; D - диаметр центровой окружности соединительных болтов, мм.

Как правило, 50% от общего числа цилиндрических болтов фланцевых соединений валопровода, но не менее трёх должны быть плотно пригнанными.

Толщина соединительных фланцев промежуточных валов должна быть не менее .

Длина подшипников в кронштейне и дейдвудной трубе должна быть ≥2,5 .

Опорные подшипники валопровода располагают таким образом, чтобы их фундаменты опирались на жесткие узлы корпуса судна. Количество опорных подшипников принимают такое, чтобы каждый промежуточный вал опирался на один или два подшипника. Если вал опирается на один подшипник, то для облегчения его прицентровки и монтажа устанавливают один или два монтажных подшипника.

Ориентировочное значение максимально допустимого расстояния, мм, между смежными подшипниками при n ≤ 350 мин составляет

,

где - коэффициент, = 450 для подшипников скольжения, смазываемых маслом; = 300 для дейдвудных и кронштейновых подшипников с водяной смазкой (капролоновые, резинометаллические); -действительный диаметр вала, мм.

При n >350 мин расстояние, мм, между серединами смежных подшипников принимают из условия

где - коэффициент, = 8400 для подшипников скольжения, смазываемых маслом; = 5200 резиновых или пластмассовых подшипников скольжения с водяной смазкой.

Минимальное расстояние между подшипниками можно приближенно определить по формуле, мм

.

Принятые на практике расстояния между опорными подшипниками не превышают для валов диаметром 60 мм - 2,5 м; 80 мм - 3 м; 100 мм - 4 м. Конструктивные значения длин валов назначаются в зависимости от общей протяженности валопровода и технологических возможностей изготовления, установки и ремонта составляющих валов.

Возможности учёта других условий расчёта элементов валопровода оговариваются в Правилах РМРС и РРР в зависимости от класса судна.

По величине упора Р_e подбирают упорный подшипник или прове­ряют подшипник, встроенный в двигатель. При этом надо иметь в виду, что расчётная величина упора для комплекса "винт-насадка", найденная по вышеприведенным зависимостям, должна быть уменьшена на величину упора, воспринимаемого насадкой, примерно на 40%. Расчётный упор не дол­жен превосходить допустимого его значения для упорного подшипника.

Конструктивную разработку валопровода заканчивают выбором подшипников валопровода, соединительных муфт, схемы и конструкции дейдвудной трубы и подшипника кронштейна.

Проверочный расчёт валопровода включает в себя: расчёт прочности при сложном напряженном состоянии под действием условно принимаемых статических нагрузок, расчёт на крутильные колебания, расчёт на критическую частоту вращения от поперечных колебаний, расчёт на продольную устойчивость.

Критическую частоту вращения валопровода, при которой возникают предельные поперечные колебания вала, подсчитывают по эмпирической формуле Бринелля, мин^-1:

где - расстояние от середины опоры в подшипнике кронштейна до центра тяжести гребного винта, м; - остальная длина гребного вала, м; - удельная нагрузка пролёта длиной , кН/м,

где - диаметр гребного вала, м; - плотность материала вала кг/м³; - удельная нагрузка пролёта , кН/м,

где G_в - сила веса гребного винта, кН, G_в=1,47D³ , θ – дисковое отношение винта, равное 0,5 …0,7; I – экваториальный момент инерции сечения вала

относительно его оси E= – модуль упругости стали, кН/м²;

g = 9,81м/с² ускорение свободного падения.

Критическая частота n_кр вращения вала должна быть больше её номинального рабочего значения n_н, при этом необходимый запас частоты вращения должен быть

При невыполнении этого условия необходимо уменьшить расстояние между опорами или увеличить диаметр вала.

Наиболее длинный пролёт валопровода между опорами проверяют на продольную устойчивость. Пролёт рассматривается как вращающийся стержень, сжатый силой упора гребного винта и свободно лежащий на двух шарнирных опорах.

Необходимость проверки на продольную устойчивость определяют по гибкости вала:

λ = l / i ,

где - радиус инерции сечения вала, м; l -длина вала между опорами, м; F - площадь поперечного сечения вала, м².

Расчёт вала производится, если λ ≥80. Критическую силу, кН, определяют по формуле

при сомножитель принимается равным единице.

Коэффициент запаса устойчивости должен быть

где = (1,25…1,30) - максимальный упор гребного винта.

Расчёт тормоза валопровода. Для стопорения валопроводов в аварийных ситуациях (повреждение винта или валопровода, ремонта их и т.п.) их оборудуют тормозом. Большинство тормозов валопроводов работает по принципу сухого механического трения. Их часто совмещают с фланцевым соединением.

Цель расчёта – определить конструктивные параметры тормоза и обеспечить требования Правил Регистра по усилию затяжки. Расчёт ведется в следующей последовательности.

1.Определяется момент на гребном валу, кН·м, создаваемый застопоренным гребным винтом, ,

где k_m – коэффициент момента застопоренных четырёх- и трёхлопастных гребных винтов в зависимости от дискового θи шагового Н/D_в отношений (рис.1); ψ = 0,2 – коэффициент попутного потока; - скорость движения судна с застопоренным гребным винтом, равная обычно 3…4 м/с; D_в - диаметр винта, м; ρ – плотность воды, кг/м³.

Рис.1. Значения

2 . Находится (рис. 2) диаметр тормозного диска, м:

,

где f - коэффициент трения, принимаемый для стали по стали (бугели без фрикционной ленты) равным 0,15…0,18; для асбестовой ленты по стали – 0,32…0,35; для ленты ферродо по стали – 0,4; – угол охвата одного бугеля (обычно 110 -130 ); k = b_т/D_т - отношение ширины тормозной ленты к диаметру тормоза, k = 0,12 ÷ 0,14; p = (6…8)10 кПа – среднее допускаемое давление на тормозную поверхность.

3. Определяются необходимые силы, кН, торможения ленты = и затяжки винта 2 (рис.2), в формуле e – основание натурального логарифма

4. Рассчитывается момент затяжки стяжного винта тормозной ленты, кН·м, где и - углы соответственно подъёма винтовой линии (нарезки) и трения. Необходимые величины углов можно найти из соотношений: здесь s – шаг резьбы, мм; - средний диаметр нарезки винта, мм; - угол профиля при треугольной резьбе; коэффициент трения в резьбе.

Рис. 2. Тормоз валопровода:

1 - гайка стяжного винта; 2 – стяжной винт; 3 – штырь стяжного винта; 4 - фрикционные колодки; 5 - бугель с головкой для штыря; 6- штыри; 7 – фундамент; 8 – бугель с головкой для стяжного винта

5. Определяется усилие затяжки на рукоятке:

где L – длина рукоятки, м.

Усилие затяжки на 1 чел. не должно превышать кН.

Допускается работа на тормозе не более 2 чел., следовательно, кН.