CC BY
28
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.
TECHNICAL SCIENCE. 2018. No 3
УДК 625.1 DOI: 10.17213/0321-2653-2018-3-95-100
ПОВЫШЕНИЕ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ТРАНСМИССИИ ПУТЕВЫХ СТРОИТЕЛЬНЫХ МАШИН ПРИ ИСПОЛЬЗОВАНИИ ГРУППОВОГО
КАРДАННОГО ПРИВОДА
© 2018 г. В.В. Шаповалов1, А.В. Парчевский1, С.Л. Горин1, Н.В. Вершинина1,
Т.А. Коробейников2
1Ростовский государственный университет путей сообщения, г. Ростов-на-Дону, Россия, 2ОАО Тихорецкий Машиностроительный Завод им. В.В. Воровского, г. Тихорецк, Россия
IMPROVING THE DURABILITY OF THE TRANSMISSION TRAVEL OF CONSTRUCTION MACHINES WHEN USING GROUP CARDAN DRIVE
V.V. Shapovalov1, A.V. Parchevsky1, S.L. Gorin1, N.V. Vershinina1, T.A. Korobeynikov2
1Rostov State Transport University, Rostov-on-Don, Russia, 2JSC Tikhoretsky Machine-Building Plant V.V. Vorovsky, Tikhoretsk, Russia
Шаповалов Владимир Владимирович - д-р техн. наук, профессор, заслуженный деятель науки России, зав. кафедрой «Транспортные машины и триботехника», Ростовский государственный университет путей сообщения, г. Ростов-на-Дону, Россия. E-mail: tmt@rgups.ru
Парчевский Александр Викторович - канд. техн. наук, доцент, кафедра «Транспортные машины и триботехника», Ростовский государственный университет путей сообщения, г. Ростов-на-Дону, Россия. E-mail: tmt@rgups.ru
Горин Станислав Леонидович - канд. техн. наук, доцент, кафедра «Транспортные машины и триботехника», Ростовский государственный университет путей сообщения, г. Ростов-на-Дону, Россия. E-mail: tmt@rgups.ru
Вершинина Наталия Викторовна - канд. физ.-мат. наук, доцент, кафедра «Транспортные машины и триботехника», Ростовский государственный университет путей сообщения, г. Ростов-на-Дону, Россия. E-mail: tmt@rgups.ru
Коробейников Тимур Алексеевич - гл. конструктор, ОАО Тихорецкий Машиностроительный Завод им. В.В. Воровского, г. Тихорецк, Россия. E-mail: korobeinikov78@rmail.ru
Shapovalov Vladimir Vladimirovich - Doctor of Technical Sciences, professor, Honored Scientist of Russia head of departament «Transport Machines and Tribotechnics», Rostov State Transport University, Rostov-on-Don, Russia. E-mail: tmt@rgups.ru
Parchevsky Alexander Viktorovich - Candidate of Technical Sciences, Assistant Professor, Department «Transport Machines and Tribotechnics», Rostov State Transport University, Rostov-on-Don, Russia. E-mail: tmt@rgups.ru
Gorin Stanislav Leonidovich - Candidate of Technical Sciences, Assistant Professor, Department «Transport Machines and Tribotechnics», Rostov State Transport University, Rostov-on-Don, Russia. E-mail: tmt@rgups.ru
Vershinina Natalia Viktorovna - Candidate of Physical and Mathematical Sciences, Assistant Professor, Department «Transport Machines and Tribotechnics», Rostov State Transport University, Rostov-on-Don, Russia. E-mail: tmt@rgups.ru
Korobeinikov Timur Alekseevich - Chief Designer, JSC Tikhoretsky Machine-Building Plant V.V. Vorovsky, Tikhoretsk, Russia. E-mail: korobeinikov78@rmail.ru
При работе путевых строительных машин с групповым карданным приводом наблюдается повышенный износ зубчатых колес и деталей трансмиссии. Одним их путей решения этой проблемы может стать установка в трансмиссии предохранительной фрикционной муфты. Для определения оптимальных параметров настройки предохранительной муфты разработана математическая модель путевой машины с групповым силовым приводом и встроенной фрикционной муфтой.
Ключевые слова: износ; трансмиссия; предохранительная муфта; динамическая балансировка; групповой силовой привод; центробежный регулятор.
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION. TECHNICAL SCIENCE. 2018. No 3
When running track building machines with a group of cardan drive, there is an increased wear of the gears and transmission parts. One way to solve this problem is to install a safety friction clutch in the transmission. The mathematical model of a track machine with a group power drive and an integrated friction clutch is developed to determine the optimal settings for the safety clutch.
Keywords: wear; transmission; safety clutch; dynamic balancing; group actuator; centrifugal regulator.
Особенностью путевых машин типа МПТ, АДМ и других является групповой карданный привод. С одной стороны колеса связаны карданным приводом, с другой - контактом колеса с рельсом. Вследствие разницы диаметров кругов катания колесных пар, возникающих по технологическим причинам, происходит закручивание валов трансмиссии и сброс нагрузки путем пробуксовки колесных пар (рис. 1).
Разница диаметров кругов катания может составлять 1,5 мм и в процессе эксплуатации может достигать 2,5 мм.
/ 2 3
Рис. 1. Схема трансмиссии: 1 - колесо; 2 - карданный вал; 3 - раздаточная коробка / Fig. 1. Transmission scheme: 1 - wheel; 2 - cardan shaft; 3 - transfer case
В результате пробуксовки возникают автоколебания, величина усилий при этом может в несколько раз превосходить расчетный крутящий момент. Возникающие нагрузки повышают износ зубьев осевых редукторов путевой машины и могут привести к поломкам зубьев и повышенному износу деталей трансмиссии.
Величина перегрузок может в 2 - 3 раза превышать максимальный расчетный момент (табл. 1 и 2).
Таблица 1 / Table 1
Расчетные и экспериментальные значения крутящего момента / Calculated and experimental torque values
Показатель Путевая машина
MOTM AДM MOT-4 MOT-6
Расчетный момент на карданном валу при трогании с места, Н-м 3200 3200 8100 3500
Максимальный момент крутильных колебаний карданного вала при движении машины на первой передаче, Н-м 8720 8670 16240 9170
Таблица 2 / Table 2 Величины крутящих моментов в трансмиссии до и после установки муфты предельного момента / The magnitude of the torque in the transmission before and after the installation of a slipping clutch
Режим работы Постоянная составляющая крутящего момента, Н-м Двойная амплитуда крутильных колебаний вала, Ы-м
без муфты с муфтой
Трогание с места с пробуксовкой 3500 8000 1900
Движение со скоростью 20 км/ч 2800 5600 1800
Движение со скоростью 40 км/ч 2000 5600 1600
Движение со скоростью 60 км/ч 1350 7800 1000
Анализ частотного спектра крутильных колебаний позволяет выделить из него две гармонические составляющие. Их частоты оказались равными соответственно частоте пробуксовки колесных пар, которая при увеличении скорости движения возрастает, и первой собственной частоте колебаний системы, которая остается постоянной [1 - 4].
Для устранения этого недостатка группового карданного привода возможны следующие пути:
- отказ от группового карданного привода, но это невозможно по условиям безопасности движения;
- применение дифференциала;
- установка трансмиссии предохранительной фрикционной муфты, в которой происходит сброс нагрузки вместо пробуксовки.
Установка дифференциала является сложным и дорогим решением, и, кроме того, он не гасит крутильные колебания.
Сбрасывание нагрузки за счет проворачивания полумуфт вызывает меньшие нагрузки в трансмиссии и снижает износ деталей трансмиссии по сравнению с пробуксовкой колесных пар
[5 - 8].
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.
TECHNICAL SCIENCE. 2018. No 3
В качестве фрикционной предохранительной муфты можно использовать муфту с переменным усилием прижатия колодок, так как в трансмиссии крутящий момент уменьшается с увеличением скорости движения.
Можно, конечно, использовать муфту с постоянным моментом трения, но в этом случае после пробуксовки полумуфт будут возникать колебания, разрушающие трансмиссию.
Переменного значения момента трения можно достигнуть путем установки в трансмиссии муфты с переменным моментом трения, уменьшающимся с увеличением частоты вращения. Для этого в муфте должны быть предусмотрены механизмы, снижающие силу прижатия колодок при увеличении частоты вращения.
Одним из путей решения этой проблемы может стать такое устройство муфты, где сила прижатия колодок автоматически регулируется в зависимости от скорости вращения. Для этого в конструкции муфты должен быть элемент, снижающий силу прижатия колодок в зависимости от числа оборотов.
В качестве такого элемента может использоваться центробежный регулятор, который воздействует на механизм включения муфты в зависимости от числа оборотов и снижает силу прижатия колодок к корпусу муфты.
Центробежный регулятор может быть выполнен в виде грузов, оказывающих давление на колодки. С увеличением частоты вращения эти грузы уменьшают силу сжатия колодок с корпусом вследствие того, что с увеличением оборотов грузы через рычаги перемещают колодки к центру вращения муфты, и при этом уменьшается усилие прижатия колодок к корпусу, что снижает момент трения.
На рис. 2 схематично представлена муфта, состоящая из колодки, грузов, рычагов, пружин и корпуса. С увеличением частоты вращения грузы 5 расходятся через рычажную передачу, сжимая пружины 4, прижимающие колодки 3 к корпусу 2, вследствие чего уменьшается тормозной момент и снижается момент трения, который будет изменяться в зависимости от частоты вращения. Сброс нагрузки будет происходить не за счет пробуксовки колесных пар, а будет сбрасываться благодаря проворачиванию полумуфт.
Одним из высокоэффективных путей повышения надежности и эффективности нелинейных фрикционных механических систем являются методы физико-математического моделирования [9 - 12].
Рис. 2. Схема муфты: 1 - ведомый вал; 2 - корпус;
3 - колодки; 4 - пружины; 5 - грузы центробежного регулятора; 6 - ведущий вал / Fig. 2. Coupling scheme: 1 - driven shaft; 2 - housing; 3 - pads; 4 - springs; 5 - loads of the centrifugal regulator; 6 - drive shaft
Эксплуатационные испытания показали, что сброс нагрузки трансмиссии за счет проворачивания полумуфт не вызывает фрикционных автоколебаний и эффективно защищает трансмиссию от перегрузок. При движении на малых скоростях муфта проворачивается, срабатывая без возникновения автоколебаний. При движении с высокой скоростью фрикционные автоколебания также не возникают.
Дисбалансы [13, 14] муфты при исследовании ее динамических характеристик и определении ее оптимальной развески представляются в виде:
mKi=mKi (cosT^i'sinx^); (1)
mK2=mK2 (cosT^+ismx^), (2)
где тк1, тк2 - дисбалансные массы в выбранных направлениях; Тк1,Тк2 - углы, определяющие места фиксации добавочных масс для балансировки муфты в выбранных направлениях; i - мнимая единица.
Таким образом, на базе принципа суперпозиций, считая муфту предельного момента квазилинейной системой, можно рассматривать процесс устранения дисбаланса муфты путем раздельной балансировки корпуса муфты (ведомой полумуфты) и вала (ведущей полумуфты).
Из выражений (1), (2) следует вывод:
тк1= тд1+ тш1; (3)
тк2= тд2+ тш2, (4)
где mдl=mдl(cosTдl+isinTдl)■; (5)
m д2=mд2(cosTд2+isinTд2); (6)
m шl=mшl(cosTшl+isinTшl); (7)
mш2=mш2(cosTш2+isinTш2). (8)
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.
TECHNICAL SCIENCE. 2018. No 3
В выражениях (3), (4) имеются неизвестные параметры Шд\, Шш\, тд2, тш2, и для их определения требуется четыре уравнения в комплексном виде.
Из выражений (5) - (8) находим необходимое число параметров для определения дисбаланса муфты в сборе на основании данных по балансировке ведомой и ведущей полумуфт. Вычисляются восемь параметров, характеризующих дисбаланс муфты в сборе в выбранных направлениях:
Шд1, Шд2, ТдЬ Тд2, Шш1, Шш2, Тш1, Тш2-
тк1 = т
дг
тл
ш1;
тк2 = тд2 + тш2 ;
mKi = Отд! + йш1 (C0SY + i siny); тк2 = тд2 + тш2 (cosy + i siny).
Если известны комплексные числа Шк1, тк2, тк1, тк2 и угол «у» из показаний балансировочного станка, то можно определить неизвестные:
(9)
ШД1, /77 ш! 9 ШД2, ГПш2:
тш\ =
При повороте корпуса на угол «у» можно определить дисбаланс муфты предельного момента в сборе из выражений:
тк1= Шд\+ Шш\ (cosy+zsiny); (10)
Шк2= Шд2+ Шш2 (cosy+zsiny). (11)
Известно, что умножение комплексного
числа на е1у или cosy + zsiny означает его поворот
на угол «у» (рис. 3).
______ 2
1 '
cosy + zsiny-l
тш2 =-
cosy + isiny -Г
тд1= тк1 - Шш1\
тд2= тк2 - тш2.
(12)
(13)
(14)
(15)
Параметры (9) можно определить из выражений (12) - (15). Далее введен в рассмотрение текущий угол поворота «6» корпуса относительно вала, который рассматриваем как переменный (текущий). В таком случае текущий дисбаланс муфты в сборе в зависимости от угла «6» при известных значениях Шд\, тд2, тш1, тш2 можно определить по формулам:
Гтк1 (0)= тд1 + тш1 (cos9 + i sin0);
I тк2 (0)= тд2+тш2 (cos9 + i sin0).
(16)
б
Рис. 3. Положение муфты предельного момента в сборе (а) и п оложение её при повороте на угол у (б): 1 - вал; 2 -корпус; 3 - метка на валу и корпусе; 4 - метка на корпусе / Fig. 3. The position of the clutch of limit moment assembly (a) and its position when rotating through an angle у (б): 1 - shaft; 2 - housing; 3 - mark on the shaft and housing; 4 - mark on the housing Определить четыре комплексных неизвестных Шд1, Шш1, тд2, Шш2 можно из системы четырех комплексных уравнений, полученных при рассмотрении уравнений (3), (4) совместно с уравнениями (10), (11):
В тригонометрическом виде правые части выражений (16) представляются как
1X1 (0)= тк\ (0) [ С^к1 (0) +1 (0)];
{тк2 (0)= тк2 (0) [С°^к2 (0) + 1 ^ПТк2 (0)] >
где тк1(0), тк2(6) - значения дисбалансных масс в зависимости от угла «6» в соответствующих плоскостях коррекции; Тк1(6), Тк2(6) - углы, характеризующие места крепления дисбалансных масс и являющиеся функциями угла «6».
Далее, считая известными значения дисбалансных масс муфты предельного момента, являющиеся функцией угла «6»,
тк1 = тк1(6); тк2 = тк2(6),
сформируем целевую функцию из условия оптимизации взаимного положения ведущей и ведомой полумуфт муфты предельного момента.
1
ISSN 0321-2653 ИЗВЕСТИЯ ВУЗОВ. СЕВЕРО-КАВКАЗСКИМ РЕГИОН._ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ. 2018. № 3
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION. TECHNICAL SCIENCE. 2018. No 3
При выполнении условий:
Щ0) = шк\ + тк2=> min; (17) Щ0)= mKl - mK2 => min (18)
имеется возможность выбрать целевую функцию, максимально удовлетворяющую требованиям оптимальной динамической балансировки.
Условие (18) заключается в том, чтобы корректирующие массы были бы наиболее близки друг к другу, и выражает требование ГОСТа, условие (17)очевидно.
Эти условия не противоречат друг другу, их обоснованность подтверждается аналитически и практически путем проведения экспериментов. Выполнение условий (17), (18) эквивалентно выполнению условия:
Ц(0) = m2l + m^2 => min. (19)
Для поиска минимума целевой функции (19) был разработан аналитический метод, а для выяснения характера изменения целевой функции Ц(6), при изменении угла «6» в пределах от нуля до 360°, был разработан численный метод.
Вид функции Ц(6) представлен на графике (рис. 4).
^Ц(б)
Ц(ео
о 90 е1 180 е2270 360 е
Рис. 4. График поведения целевой функции / Fig.4. The graph of the behavior of the objective function
Ц(0) есть гармоническая функция, имеющая один минимум и один максимум, что видно из графика. Искомое значение угла поворота корпуса относительно диска 9i=9°nT.
Математическая модель и исследования, проведенные на её основе, показали возможность нахождения значения угла «б™1-» аналитическим способом. Для достижения угла «Э™1» была определена производная и решено уравнение:
= о. (20)
d 0
Доказано, что уравнение (20) имеет вид: tg0 = m.
Решение этого уравнения дает два значения 01, 02 (см. рис. 4).
Выбрав одно из значений, которое позволяет получить минимум целевой функции Ц(0), определим угол наилучшего взаимного положения корпуса полумуфты относительно вала.
Конструктивное решение с муфтой обеспечивает трогание машины с места в случае попадания одной из колесных пар на масляное пятно, при настройке муфты на момент, всего на 10 %, превышающий величину расчетного тягового момента [15].
Конструкция муфты, как показали испытания, снижает величину динамических нагрузок в среднем в 9 - 10 раз [16].
Литература
1. Шаповалов В.В., Кохановский В.А., Эркенов А.Ч. Триботехника: учебник / под ред. В.В. Шаповалова. Ростов н/Д: Феникс, 2017. 348 с.
2. Шаповалов В.В., Сладковски А., Эркенов А.Ч. Актуальные задачи современной триботехники и пути их решения // Изв. вузов. Машиностроение. 2015. № 1 (658). С. 64 - 75.
3. Петрухин В.В., Петрухина С.В. Основы вибродиагностики и средства измерения вибрации. М.: Инфра-Инженерия, 2010. 176 с.
4. Озябкин А.Л. Оптимизация упруго-диссипативных связей и тяговых характеристик фрикционных мобильных систем // Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки. 2011. № 5 (163). С. 74 - 81.
5. Труханов В.М. Надёжность изделий машиностроения. Теория и практика: учебник для вузов. М.: Машиностроение, 1996. 336 с.
6. Кравченко И.Н., Зорин В.А., Пучин Е.А., Бондарева Г.Н. Основы надежности машин: учеб. пособие для вузов. Ч. II. М.: Изд-во «Москва», 2007. 260 с.
7. Avizienis, J.-C. Laprie and B. Randell «Fundamental Concepts of Dependability». Research Report.No 1145, LAAS-CNRS April 2001.
8. ГОСТ Р 27.403-2009 Надежность в технике. Расчет надежности. Основные положения.
9. Пат. РФ, МПК G01N 3/56. Способ испытаний узлов трения / В.В. Шаповалов, А.Л. Озябкин [и др.]. № 2343450; заявл. 13.06.2006; опубл. 10.01.2009; № 2006121024/28;
10. Пат. РФ, МПК G01N 3/56. Способ динамического мониторинга фрикционных мобильных систем / В.В. Шаповалов, А.Л. Озябкин [и др.]. № 2517946; заявл. 05.04.2012; опубл. 10.06.2014; № 2012113329/28.
11. Шаповалов В.В. Проблемы транспортной триботехники: физико-математическое моделирование мобильных фрикционных систем // Трение и смазка в машинах и механизмах. 2009. № 10. С. 3 - 11.
12. Шаповалов В.В., Эркенов А.Ч., Щербак П.Н., Озябкин А.Л., Фейзов Э.Э. Физико-математическое моделирование нелинейных фрикционных систем // Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки. 2014. № 6. С. 77 - 82.
13. Гусаров А.А. Балансировка роторов машин: в 2 кн. Кн.1 /отв. ред. С.М. Каплунов. М.: Наука, 2004. 267 с.
ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION. TECHNICAL SCIENCE. 2018. No 3
14. Гусаров А.А. Автобалансирующие устройства прямого действия. М.: Наука, 2002. 119 с.
15. Межгосударственный стандарт. ГОСТ ИСО-1940-1-2007. Требование к качеству балансировки жестких роторов.
16. Шаповалов В.В., Харламов П.В., Горин С.Л. Повышение эффективности системы «колесо-рельс» // Трибология -машиностроению: тр. 10-й юбилейной Всерос. науч.-техн. конф. с участием и иностранных специалистов. М.: Из-во «Перо», 2014. С. 145 - 146.
References
1. Shapovalov V.V., Kokhanovskii V.A., Erkenov A.Ch. Tribotekhnika: uchebnik [Tribology: a textbook]. Rostov-na-Dony: Feniks, 2017, 348 p.
2. Shapovalov V.V., Sladkovski A., Erkenov A.Ch. Aktual'nye zadachi sovremennoi tribotekhniki i puti ikh resheniya [Actual problems of modern tribology and their solutions]. Izv. vuzov. Mashinostroenie, 2015, no. 1 (658), pp.64 - 75. (In Russ.)
3. Petrukhin V.V., Petrukhina S.V. Osnovy vibrodiagnostiki i sredstva izmereniya vibratsii [Fundamentals of vibration diagnostics and means of measuring vibration]. Moscow: Infra-Inzheneriya, 2010,176 p.
4. Ozyabkin A.L. Optimizatsiya uprugo-dissipativnykh svyazei i tyagovykh kharakteristik friktsionnykh mobil'nykh system [Optimization of elastic-dissipative bonds and traction characteristics of frictional mobile systems]. Izv. vuzov. Sev.-Kavk. region. Tekhn. nauki, 2011, no. 5 (163), pp. 74 - 81. (In Russ.)
5. Trukhanov V.M. Nadezhnost' izdelii mashinostroeniya. Teoriya i praktika: Uchebnik dlya vuzov [Reliability of engineering products. Theory and practice: A textbook for high schools]. Moscow: Mashinostroenie, 1996, 336 p.
6. Kravchenko I.N., Zorin V.A., Puchin E.A., Bondareva G.N. Osnovy nadezhnosti mashin. Uchebnoe posobie dlya vuzov. Chast' II [Fundamentals of machine reliability. Textbook for high schools. Part II]. Moscow: Publ., 2007. 260 p.
7. Avizienis, J.-C. Laprie and B. Randell «Fundamental Concepts of Dependability». Research Report.No 1145, LAAS-CNRS April 2001.
8. GOST 27.403-2009. Nadezhnost' v tekhnike. Raschet nadezhnosti. Osnovnye polozheniya [State Standart 27.403-2009. Reliability in technology. Reliability calculation. Basic provisions]. (In Russ.)
9. Shapovalov V.V. et al. Sposob ispytanii uzlov treniya [Method of testing friction]. Patent RF, no. 2343450,2009. (In Russ.)
10. Shapovalov V.V. et al. Sposob dinamicheskogo monitoringa friktsionnykh mobil'nykh sistem [Method of dynamic monitoring of friction mobile systems]. Patent RF, no. 2517946, 2014. (In Russ.)
11. Shapovalov V.V. Problemy transportnoi tribotekhniki: fiziko-matematicheskoe modelirovanie mobil'nykh friktsionnykh sistem [Problems of transport tribotechnics: physical and mathematical modeling of mobile friction systems]. Trenie i smazka v mash-inakh i mekhanizmakh, 2009, no. 10, pp. 3 - 11. (In Russ.)
12. Shapovalov V.V., Erkenov A.Ch., Shcherbak P.N., Ozyabkin A.L., Feizov E.E. Fiziko-matematicheskoe modelirovanie nelineinykh friktsionnykh sistem [Physico-mathematical modeling of nonlinear friction systems]. Izv. vyzov. Sev.-Kavk. region. Tekhn. nauki, 2014, no. 6, pp. 77 - 82. (In Russ.)
13. Gusarov A.A. Balansirovka rotorov mashin. V 2 kn. Kn.1 [Balancing of machine rotors. In 2 books. Kn.1]. Moscow: Nauka, 2004, 267 p.
14. Gusarov A.A. Avtobalansiruyushchie ustroistva pryamogo deistviya [Automatic balancing devices of direct action]. Moscow: Nauka, 2002, 119 p.
15. GOST ISO-1940-1-2007. Trebovanie k kachestvu balansirovki zhestkikh rotorov [State Standart ISO-1940-1-2007. The requirement for quality balancing of rigid rotors]. (In Russ.)
16. Shapovalov V.V., Kharlamov P.V., Gorin S.L. [Increasing the efficiency of the "wheel-rail" system]. Trudy desyatoiyubileinoi Vse-rossiiskoi nauchno-tekhnicheskoi konferentsii s uchastiem i inostrannykh spetsialistov [Proceedings of the tenth anniversary All-Russian scientific and technical conference with the participation of foreign specialists]. Moscow, 014, pp. 145 - 146. (In Russ.)
Поступила в редакцию /Received 10 апреля 2018 г. /April 10, 2018
