CC BY
6
УДК 625.8:630
DOI: 10.24412/2071-6168-2023-3-186-192
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ КАНАТНЫХ ТРЕЛЕВОЧНЫХ УСТАНОВОК МЕТОДОМ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ГРАНИЧНЫХ УСЛОВИЙ УСТОЙЧИВОСТИ КАРЕТКИ
Ф.В. Свойкин, В.Ф. Свойкин, В.А. Соколова, С.А. Войнаш, Р.Р. Загидуллин, М.Р. Мирзоева
В статье раскрывается вопрос расширение возможностей канатных трелевочных установок. Проведен анализ факторов, работу канатных трелевочных установок: высокие нагрузки на промежуточные опоры, несущий канат при прохождении по ней каретки, повышенный износ канатов и схода каретки с каната. Цель исследования заключается в достижении условия устойчивости при прохождении каретки поворотного башмака. Представлено уравнение устойчивости каретки, полученное из равенства сил, сталкивающих с несущего каната ролик каретки. Рассмотрено условие равновесия каретки относительно несущего каната. Рассчитаны граничные условия устойчивости каретки. Сформулированы граничные условия устойчивости каретки при прохождении каретки поворотного башмака промежуточной опоры, что позволяет в дальнейшем найти момент трения между шарниром для расширения теоретических и практических основ использования канатных трелевочных установок с поворотами трасс в плане.
Ключевые: каретка, опора, канатные трелевочные установки, ролик.
В настоящее время в связи со снижением экономического эффекта от традиционного лесозаготовительного процесса с применением тяжелых лесных машин [1] в фазе трелевки древесины активно рассматриваются альтернативные технологии [2], причем особое внимание уделяется канатным трелевочным установкам (КТУ) [3], как универсальному и зачастую безальтернативному средству разработки труднодоступных по почвенно-грунтовым [4] и рельефным [5,6] условиям лесосек. При этом особое внимание, помимо экономической эффективности КТУ, уделяется промышленной безопасности и охране труда при трелевки древесины такой системой [7,8]. В настоящее время КТУ активно применяется в США, Канаде, ЮАР, Франции, Чехии, что является драйвером развития в практическом применении, так и в теоретическом обоснования технологий лесозаготовок и конструкций самих КТУ [9]. В настоящее время применяемость КТУ в Российской Федерации сведена к нулю по ряду факторов (правовые, технические, технологические), что, по мнению авторов, не способствует обеспечению вариативности технологических процессов первичной вывозки древесины и как следствие ведет к неполному использованию расчетной лесосеки арендаторами. Потенциал КТУ значителен, однако некоторые существующие недоработки конструкции существенно ограничивают их применяемость в условиях РФ. К таким недостаткам относятся прямолинейность трасс, сложность монтажа, необходимость в опытных и высококвалифицированных кадрах.
Теоретические основы использования КТУ с поворотами трасс в плане известны. Расширение возможностей КТУ, при наличии поворота трассы очевидны [10], однако высокие нагрузки на промежуточные опоры, несущий канат при прохождении по ней каретки, повышенный износ канатов и схода каретки с каната создавали большие трудности. Достигнутый максимальный угол поворота 15 градусов. В период интенсивного изучения данного вопроса не удалось найти оптимального решения для преодоления сложившихся трудностей, что обуславливает актуальность решения данной задачи с учетом применения современных технологий [11,12], а также в связи с доказанной возможностью применения КТУ на рубках ухода [13,14,15].
У рассматриваемых подвесных канатных установок в качестве опор несущего каната применяют желобчатые опоры - так называемые опорные башмаки, сопротивление их перемещению каната зависит в основном от углов перегиба каната. Так как величина этих углов в значительной степени определяется поворотами трассы в плане, то натяжение каната зависит не только от монтажного натяжения и нагрузки, а и от угла поворота трассы в плане, поэтому требуется провести исследование натяжения несущего каната в зависимости от угла поворота трассы в плане.
Величина сопротивления перемещению несущего канта на опорных башмаках, т.е. сила трения, в зависимости от натяжения несущего каната, нагрузки и длины подвески для прямолинейных трасс исследовалась, но величина её в зависимости от угла поворота трассы в плане до настоящего времени достаточно не изучена. Для установления этой зависимости необходимы дополнительные исследования.
Методика. Существующие формулы предполагают использование штатных кареток, имеющих несколько роликов, находящихся в одной плоскости. Таким образом, при перегибах каната возникали дополнительные нагрузки, стремящиеся сбросить каретку с троса. Ранее конструкторы шли по пути изменения конструкции поворотной опоры. Предлагается изменить конструкцию каретки, при небольшой переделки существующих промежуточных опор.
Наиболее существенной проблемой является достижение условия устойчивости при прохождении каретки поворотного башмака.
Когда передние колеса заходят на кривую, а остальная часть каретки еще находится на прямой, каретка силой инерции своего поступательного движения препятствует повороту передних колес.
Паз роликов каретки имеет коническую форму, таким образом каретка будет находиться на тросе до достижения угла равенства угла набегания каната и угла конуса ролика. При незначительном превышении данной отметки будет происходить повышенный износ троса, поворотного башмака и роликов каретки. При дальнейшем увеличении угла поворота или уменьшении радиуса, а также при увеличении скорости неизбежно будет происходить сход каретки.
Для выяснения условий прохождения каретки по кривой, причин её схода, проанализируем силы, действующие на каретки при прохождении кривой. На каретку при переходе с прямого участка на кривой действуют, помимо её веса, равнодействующая груза, усилие тягового каната и центробежная сила.
Повороту каретки препятствует момент инерции вращения, момент торцевого трения между ходовыми колесами и канатом.
Также, при переходе каретки через башмак на неё действует центробежная сила, образуемая на вертикальной кривизне башмака. Эта сила разгружает колеса каретки и вызывает продольное раскачивание подвешенных бревен.
Центробежная сила, образуемая на кривой, отклоняет груз от вертикальной плоскости, в результате чего возникает момент, стремящийся перевернуть каретку.
Указанные факторы в своем комплексе указывают возможность создания строгой теории условий прохождения каретки через поворотную промежуточную опору. Наиболее простым и доступным представляется способ оценки условий прохождения каретки путем учёта только основных сил, действующих на каретку.
Тогда уравнение устойчивости каретки можно вывести из равенства сил, сталкивающих с несущего каната ролик каретки.
Для рассмотрения этих сил рассмотрим рис.1.
Рис. 1. Схема сил, сталкивающих с несущего каната ролик каретки
Сила тяжести определяется по выражению
Q = Qк +Qгр. +Qт, (1)
где Qк - собственный вес каретки, Н; Qгр. - полезная нагрузка, Н; Qт - вес тягового каната, Н.
Вес тягового каната определяется по выражению
QT =0,5 • дт • 1Х, (2)
где дт - вес погонного метра; 1х - длина отрезка тягового каната между кареткой и направляющим роликом.
Разложим силу тяжести на параллельную и нормальную направлению движения. Первая является движущей силой, а вторая создает силу сопротивления движения.
Движущая сила каретки определится выражением
Рда=0(8Ш^0СО8£)^0, (3)
где /0 - коэффициент сопротивления движению каретки в ходовых частях; W0 - коэффициент, учитывающий сопротивление барабана лебедки; в - угол наклона хорды пролетов к горизонтали.
В случае движения каретки на подъем W0=0, а в скобках будет знак (+). Вертикальные касательные силы, приложенные к каретке, сведем к нормальной силе и к моменту М относительно точки приложения каната (С2)
N = Q • созр, 187
М = ЮгрЬ - QкC) slnД ± да ^Д. (5)
Вертикальная реакция колёс при этом будет равна
Б12 = N ± М, (6)
1,2 2 I
где I - расстояние между центрами колёс или центрами траверс. Подставим в уравнение значение М и N
_ дссД± (<2грЬ - <2КС)*1пД±<2/асо*Д (7)
1,2 2 I '
где Ь - расстояние между точкой крепления тягового каната к каретке и точкой крепления груза к каретке; С - расстояние между центром тяжести движущейся каретки и точкой крепления тягового каната к каретке; а - расстояние между центрами осей колес каретки и точкой крепления тягового каната.
Кроме сил тяжести и касательных сил, на каретку действует вертикальная центробежная сила, определяемая выражением
F (8)
Ь 2qRv '
где V - линейная скорость движения каретки, м/сек; Яу - радиус кривизны дуги, образованной провисанием несущего каната на поворотной несущей опоре; q - ускорение силы тяжести.
В момент перехода прямого участка на горизонтальную кривую возникает перекос колёс каретки.
Перекашивающий момент Рде(1-Х)1апа уравновесится моментом и Бв1 горизонтальных реакций колес, если считать, что центр тяжести каретки лежит в вертикальной плоскости пути; используя значение Рдв из выражения, получим:
8А =8Н _(д^1пД± ^Д)-^)^-^ , (9)
где х - расстояние между центрами колес и началом кривой башмака.
Так как длина башмака небольшая, можно принять 1-х = !- с учетом принятого допущения
2
формула примет вид
8н=(д(8тД + ^Д)^)^. (10)
Центробежная сила, возникающая в горизонтальной кривой, определяется выражением
р _ у2&р. (11) ц.н. г, >
qRн
к
где к _ _ - радиус поворота несущего каната в плане; здесь К - длина кривой, м; а - угол поворота
а
трассы в плане, рад.
К
Заменим Rн в выражении значением к , получим
а ' 'гр.
р _Юа (12)
qK
где К - длина кривой, м; а - угол поворота трассы в плане, рад.
В зависимости от соотношения сил центробежная сила может отклонять каретки от вертикали, или, если центробежная сила небольшая, каретки будет сохранять первоначальное положение. При отклонении каретки от вертикали на угол ф горизонтальная реакция увеличится на величину АБн, тогда
БнЕ = Бн +АБн . (13)
Приращение горизонтальной реакции АБ для одного колеса определим из суммы моментов сил относительно точки крепления тягового каната
£ МС2=0 , (14)
д И п (15)
аа1со8^ + 81281П^н-----2— 0 , '
А8н_,^-(81,2 + . (16)
2а1 2а1 а1
Подставим вместо Е выражение Ец.н., а вместо Б выражение
А8Н |о,5дсо8Дап ±^[(6„Ь -дкС)51п Д±ОДасоз д\апф}+^^ 1апр. (17)
2а1 [ 1 2а1
Так как на каретках расстояние Ь и С величины очень малые, то выражением в квадратных скобках можно пренебречь. С учетом принятого допущения получаем
или
А8 = + ^,
2а1 а1 2
АБ =----+ ——)-
(18)
(19)
2qkа1
2
Угол ф определим из условия равновесия каретки относительно несущего каната. Для рассмотрения этого условия рассмотрим рис.2.
5;
->м
А
А
С
->м
5
Рис.2. Условие равновесия каретки относительно несущего каната Из условия равновесия каретки относительно несущего каната получим
Fцн (а, + И) С08р- [<3^ а + + QT созРзт^а _|0,5 = 0,
Отсюда
Хапф =
2Р,н.(а + ь)
3гр.(а1 + И) + & С08 Ра1
Подставим значение Fц.н. и обозначим а+И=а„, тогда формула (21) примет вид
Хапф =
V2Qгphdna
ФН (&А + &та'С0ЭР
(20) (21)
(22)
Так как вес тягового каната &т приходится на каретку (то есть на одно колесо) ничтожно мал по сравнению с основными нагрузками на колесо, то величиной &тасо$в пренебрегаем, тогда
Хапф = -
V а
дк
Подставив данное выражение в уравнение (19), получим
АБ =
V2Qha
«С08Р + &грИ)
V2 ё
(23)
2qkHa1 qk
В горизонтальной реакции еще следует прибавить реакцию от вращающегося момента каретки, который определяется выражением
-Зе.
или
т0 = З
V
КАг :
(24)
(25)
где З - момент инерции относительно вертикальной оси каретки, н.м.сек2; V - скорость движения каретки; К - радиус кривой; Аг - время, затрачиваемое кареткой на переход через кривую.
Так как рассматривается случай, когда каретка переходит с прямого участка на кривой и дви-
I
жение равноускоренное, то можно записать А1 = -Тогда
V
или
■VI
К1 ,
у2 а к1 '
(25) (25)
в
т
в
т
т
Следовательно, горизонтальную реакцию колеса от вращающегося момента можно записать выражением
= (26)
н М12
Тогда полная горизонтальная реакция определится выражением
ЗН = ^ + Qf„cos Р) - + + . (27)
М1 2 2дкна1 дк
Удерживающая сила каретки Т.е.
Sys = S„tan/, (28)
Sys = Sutan/, (28)
Горизонтальная реакция колеса равна силе, которая стремится сбросить каретку с несущего каната, противодействует ей удерживающая сила.
Граничные условия устойчивости каретки, на основании изложенного можно выразить выражением
JV2« f[r ■ p±™ p иг ltan« V2QtPha p „ 2d),
—— + i [т p± % cos P) - W0 J^— + —-1--(Q cos p + Qlph) — \kd
kl2 I 2 2qkHal qk I (29)
< f 0,5Q cos p ± 1 [[ - Q^C) sin p± Qf a cos pJtan pj,
где kd - коэффициент, учитывающий силы, действующие на колеса от раскачивания груза.
Перед квадратной скобкой принимается знак плюс, если рассматривается переднее колесо (при движении каретки на подъем) или заднее (при движении каретки на спуск).
Выводы и рекомендации. Таким образом, сформулированы граничные условия устойчивости каретки при прохождении каретки поворотного башмака промежуточной опоры, что позволяет в дальнейшем найти момент трения между шарниром (определение зависимостей по оптимальным расстояниям между опорами, высота опор) для расширения теоретических и практических основ использования КТУ с поворотами трасс в плане.
Список литературы
1. Blinn, C.R., S.A. Sinclair, C.C. Hassler, and J.A. Mattson. 1986. Comparison of productivity, capital, and labor efficiency of five timber harvesting systems for northern hardwoods. Forest Prod. J. 36(10):63-69.
2. Wang, J., Long C., McNeel, J. and Baumgras, J. 2004. Productivity and cost of manual felling and cable skidding in central Appalachia hardwood. Forest Prod. J. 54(12):45-51.
3. Howard, A.F. 1987. Modeling the cost and profitability of timber harvesting with cable skidders. North. J. Appl. For.4:87-92.
4. Шошин А.О. Исследование процесса трелевки хлыстов на заболоченных лесосеках канатными установками в зимний период / Шошин А.О., Протас П.А., Мохов С.П., Гречко В.В. // Материалы 1-ой Международной научно-технической конференции «Лесозаготовительное производство: проблемы и решения». - Минск: БГТУ, 2017.С. 72-76.
5. R. Spinelli. Cable logging contract rates in the alps the effect of regional variability and technical constraints. R. Spinelli, R. Visser, O. Thees, U. H. Sauter, N. Krajnc, C. Riond, N. Magagnotti. Croat. j. for. Eng. 36(2015)2. p. 195-203
6. Raffaele Spinelli. Productivity Models for Cable Yarding in Alpine Forests. Raffaele Spinelli R., Maganotti N., Visser R. Eur J Forest Eng 2015, 1(1): 9-14.
7. Ackerman Simon, Immelan Andie, McEwan Andrew, Naidoo Sidhika, Upfold Sally 2017 South African Yarding Safety and Operating Handbook. Forest Engineering Southern Africa and Institute for Commercial Forestry Research Third edition. p 163.
8. Worksafe Australia. 2012. Guide for Managing Risks in Cable Logging (Draft). WCB, Austrailia. Worksafe BC. 2006. Cable Yarding Systems Handbook. WCB. Canada
9. Studier, D., 1993. Carriages for skylines. Forest Research Laboratory, College of Forestry, Oregon State University, Oregon 97310, USA
10. Свойкин Ф.В. Модернизация канатных трелевочных установок при разработке труднодоступных лесосек / Ф.В. Свойкин, В.А. Кацадзе, А.Р. Бирман, Н.С. Королько, С.А. Угрюмов // Ремонт. Восстановление. Модернизация. 2019. №6. С. 8-11.
11. Свойкин Ф.В. К вопросу о перспективном направлении развития и анализа разработки труднодоступных переувлажненных лесосек с помощью канатных трелевочных установок в СЗФО РФ / Ф.В. Свойкин, В.А. Соколова, Б.М. Локштанов // Системы. Методы. Технологии. 2020. Выпуск 2(46). С.87-93.
12. Свойкин Ф.В. Освоение лесосек со слабонесущими грунтами путем использования канатных установок / Бирман А.Р., Королько Н.С., Угрюмов С.А., Вохмянин Н.А., Соколова В.А., Кривоного-ва А.С. // Сборник статей по материалам научно-технической конференции института технологических машин и транспорта леса по итогам научно-исследовательских работ 2018 года. СПб: СПбГЛТУ, 2019. С. 71-78.
13. Scott, C.I. and Edwin, S.M., 1991. The monocable conveyer system for thinning operations. COFE Symposium: Forestry Operations in the 1990's. Challenges and Solutions. Nanaimo, British Columbia, Canada. P. 111-114.
14. Dallas C.H. The monocable conveyer system for thinning operations. COFE Symposium, Forestry Operations in the 1990's: Challenges and Solutions. Nanaimo. British Columbia, Canada. 1991. P. 89-91.
15. Hedin I.B. Shelterwood harvesting with a skyline system in a coastal second-growth forest. Forest Engineering Research Institute of Canada, Wood Harvesting Technical Note No. TN 243. 2601 East Mall, Vancouver, British Columbia, V6T 1Z4, Canada. 1996.
Свойкин Федор Владимирович, канд. техн. наук, svovkin_fv@mail.ru, Россия, Санкт-Петербург, Санкт-Петербургский государственный лесотехнический университет им. С.М. Кирова,
Свойкин Владимир Федорович, канд. техн. наук, доцент, svovkinvf@mail.ru, Россия, Сыктывкар, Сыктывкарский лесной институт филиал Санкт-Петербургского государственного лесотехнического университета им. С.М. Кирова,
Соколова Виктория Александровна, канд. техн. наук, доцент, sokolova_vika@jnbox.ru, Россия, Санкт-Петербург, Санкт-Петербургский государственный университет промышленных технологий и дизайна,
Войнаш Сергей Александрович, ведущий инженер, sergey_voi@mail.ru, Россия, Казань, Казанский федеральный университет,
Загидуллин Рамиль Равильевич, канд. техн. наук, доцент, r.r.zagidullin@mail.ru, Россия, Казань, Казанский федеральный университет,
Мирзоева Марьям Руслановна, студент, mariam. mirzoeval 6@yandex. ru, Россия, Санкт-Петербург, Санкт-Петербургский государственный лесотехнический университет им. С.М.Кирова
IMPROVEMENT OF ROPE SKIDDING INSTALLA TIONS BY THE METHOD OF DETERMINING BOUNDARY STABILITY CONDITIONS OF THE CARRIAGE
F.V. Svoykin, V.F. Svoykin, V.A. Sokolova, S.A. Voinash, R.R. Zagidullin, M.R. Mirzoeva
The article reveals the issue of expanding the capabilities of cable skidding installations. The analysis offactors, the operation of rope skidding installations was carried out: high loads on the intermediate supports, the carrying rope when the carriage passes through it, increased wear of the ropes and the departure of the carriage from the rope. The purpose of the study is to achieve the stability condition when the carriage of the rotary shoe passes. The carriage stability equation is presented, obtained from the equality of forces pushing the carriage roller from the carrying rope. The equilibrium condition of the carriage relative to the carrier rope is considered. Boundary conditions for carriage stability are calculated. The boundary conditions for the stability of the carriage during the passage of the carriage of the swivel shoe of the intermediate support are formulated, which makes it possible in the future to find the moment of friction between the hinge to expand the theoretical and practical foundations for the use of cable skidders with track turns in the plan.
Key words: carriage, support, rope skidders, roller.
Svoykin Fedor Vladimirovich, candidate of technical sciences, svoykin_fv@,mail.ru, Russia, St. Petersburg, Saint-Petersburg State Forest Technical University,
Svoykin Vladimir Fedorovich, candidate of technical sciences, docent, svoykinvf@mail. ru, Russia, Syktyvkar, Syktyvkar Forest Institute,
Sokolova Victoria Aleksandrovna, candidate of technical sciences, docent, sokolova_vika@inbox.ru, Russia, St. Petersburg, St. Petersburg State University of Industrial Technologies and Design,
Voinash Sergey Alexandrovich, leading engineer, sergey_voi@mail. ru, Russia, Kazan, Kazan Federal
University,
Zagidullin Ramil Ravilevich, candidate of technical sciences, docent, r.r.zagidullin@mail.ru, Russia, Kazan, Kazan Federal University,
Mirzoeva Mariam Ruslanovna, student, mariam.mirzoeva16@yandex.ru, Russia, Saint-Petersburg, Saint-Petersburg State Forest Technical University
УДК 623.437.3.093; 629.1.032.001; 629.36 DOI: 10.24412/2071-6168-2023-3-192-197
КОНЦЕПЦИЯ ВАЛЬНО-ПЛАНЕТАРНОЙ ТРАНСМИССИИ ДЛЯ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
СЕМЕЙСТВА «КИРОВЕЦ»
Н.Н. Демидов, Р.Ю. Добрецов, С.А. Король, С.А. Войнаш, Э.С. Маршалов, И.В. Курсов
На примере одного из вариантов сочетания кинематических схем основной и дополнительной коробок передач рассмотрена возможность реализации гаммы передаточных отношений, характерных для коробок передач современных российских тракторов семейства «Кировец». Принцип построения схем и оценки возможности реализации заданных передаточных отношений может быть распространен на другие транспортные и транспортно-тяговые машины.
Ключевые слова: колесные машины, коробки передач, трансформирующий механизм, передаточные отношения.
Вально-планетарные трансформирующие механизмы (ВПТМ) могут быть разделены по принципу соединения вального и планетарного блоков (частей) на «последовательные» и «параллельные». Параллельное соединение (например, через дифференциальный механизм) блоков дает дополнительные преимущества, связанные с многопоточностью, но приводит обычно к значительному усложнению конструкции. В практике транспортного машиностроения нашли некоторое распространение последовательные ВПТМ. На кинематические схемы ВПТМ параллельного типа выдано довольно много патентов и в Росси, и за рубежом, но привести пример серийно выпускаемого агрегата такого типа затруднительно.
Обзор и анализ этого вопроса, выполненные, например, в работах [1,2,3], показывают, что и ВПТМ последовательного типа не являются распространенными, хотя имеют явные преимущества в вопросе компоновки на транспортной или транспортно-тяговой машине (по сравнению с вальными коробками передач), конструктивно более просты, чем многоступенчатые планетарные коробки передач, технология их производства доступнее отечественным предприятиям гражданского сектора экономики. ВПТМ параллельного типа представляют интерес для отрасли, так как обладают потенциалом для повышения энергоэффективности шасси мобильных машин различного назначения.
Специфической задачей является реализация гаммы передаточных отношений для механической трансмиссии колесного сельскохозяйственного трактора. Типичными представителями являются трактора семейства «Кировец» 4-8 тяговых классов, для которых 16 передач переднего хода традиционно реализовывалось на базе вальной многодиапазонной коробки передач (см., например, описание в книге [4]).
В процессе работ по модернизации вальной коробки передач для этого семейства тракторов, была предложена концепция трансформирующих механизмов с параллельными грузовыми валами (получен ряд патентов РФ, например, [5]). Такие механизмы можно рассматривать, как родственные коробкам передач DSG (Direkt Schalt Getrieb), однако параллельных валов предусматривается более двух, для увеличения числа передач вводятся промежуточные валы, а отбор мощности на них осуществляется с ведущего вала. Основными преимуществами такой коробки передач по сравнению с серийной вальной коробкой представляются большая компактность, большая свобода компоновки и возможность использования шестерен и фрикционных элементов управления от серийной коробки передач. Однако, представителем семейства ВПТМ она не является.
Дальнейшее развитие концепции привело к появлению решения, проиллюстрированного на рис. 1. Можно считать, что прототипом данного ВПТМ параллельного типа послужила конструкция коробки передач G33CM (рис.2), используемой в настоящее время на грузовых автомобилях Scania. Такая коробка рассчитана на работу с двигателями мощностью 500 и 540 л.с. По опубликованным в свободном доступе описаниям, вальный блок G33CM родственен традиционной трехвальной коробке передач с промежуточным валом, планетарный блок представляет собой дополнительную коробку передач с двумя степенями свободы, установленную последовательно за вальным блоком.
Трансмиссия механическая. Функцию сцепления выполняет тормоз Ть управление которым предпочтительно организовать гидромеханическое с возможностью контроля буксования, например, за счет широтно-импульсной модуляции давления в магистрали управления (по аналогии с подходами, рассмотренными в работе [6]). Тормоз Т работает в масле, по аналогии с элементами управления планетарных коробок передач с сухим картером. Для обеспечения достаточного смазывания пакета дисков потребуется предусмотреть комбинированную систему смазки.
