CC BY
14УДК: 641.512.06 OECD: 02.11.JY
Моделирование виброакустических процессов внутренних источников шума овощерезательных машин
Ерёменко Д.О.1, Заплетников II.I1.1'. Пильненко А.К.3 1 Доцент кафедры «Пищевые технологии и оборудование», к.т.н. 2 Профессор, заведующий кафедрой «Оборудование пищевых производств», д.т.н. 3 Доцент кафедры «Оборудование пищевых производств», к.т.н. 1 Севастопольский государственный университет, г. Севастополь 2,з донецКИц национальный университет экономики и торговли имени Михаила
Туган-Барановского, г. Донецк
Аннотация
Проведено моделирование виброакустических процессов в конструкциях овощерезательных машинах общественного питания. Получены зависимости амплитуды виброскоростей масс двухмассовой динамической виброакустической системы (ВАС), которой моделируются монопольные излучатели, от амплитуды возмущающей силы и круговой частоты вынужденных колебаний, из которых видно, что виброскорости увеличиваются с возрастанием амплитуды возбуждающей силы и уменьшаются с возрастанием значений круговой частоты вынужденных колебаний. Определены зависимости изменения амплитуды виброскоростей масс от удельного сопротивления нарезанию продукта рабочим органом и масс системы. Установлена зависимость амплитуды виброскорости масс от первой массы, с увеличением которой значения виброскоростей увеличиваются. Выполнено моделирование коэффициента излучения шума исследуемого класса машин. В работе исследован коэффициент потерь колебательной энергии в конструкциях исследуемых машин. На передаточные функции масс наиболее существенное влияние оказывает частота вынужденных колебаний, в особенности на вторую, поэтому для улучшения виброакустических характеристик целесообразно снижать передаточную функцию, прежде всего первой массы, а также снижать амплитуды внешней нагрузки.
Ключевые слова: овощерезательная машина, виброакустический процесс, передаточная функция, коэффициент потерь колебательной энергии.
Modeling of vibroacoustic processes internal noise sources of a vegetable-cutting machines
Eremenko D.O.1, Zapletnikov I.N.2, Pilnenko A.K.3 1 Assistant Professor of Department of Food Technology and Equipment, PhD 2 Professor, Head of Department of Food Production Equipment, DSc 3 Assistant Professor of Department of Food Production Equipment, PhD 1 Sevastopol State University, Sevastopol 2'3 Donetsk National University of Economics and Trade named
after Mikhail Tugan-Baranovsky, Donetsk
Abstract
Modeling of vibroacoustic processes in structures of vegetable-cutting catering machines was carried out. There are obtained dependence of vibration speeds' amplitude of masses of two-mass dynamic vibroacoustic
*E-mail: eremenko.dmitry@mail.ru (Ерёменко Д.О.), obladn@kaf.donnuet.education (Заплетников И.H.), pilnenko_a@mail.ru (Пильненко A.K.)
Ерёменко Д.О., Заплетииков 11.11.. Пильненко А.К.
Моделирование виброакустических процессов внутренних источников шума
овощерезательных машин 48
system (VAS), which models monopoly radiators, 011 amplitude of disturbing force and circular frequency of forced oscillations, from which it is visible that vibration speeds increase with increase of amplitude of exciting force and decrease with increase of values of circular frequency of forced oscillations. Dependence of amplitude's change of vibration mass speeds on specific resistance to product cutting by working tool and system masses are determined. Dependence of amplitude of mass vibration speed on the first mass is established, with increase of which values of vibration speeds increase. Simulation of noise emission coefficient of analyzed class of machines is performed. The work examined the vibration energy loss coefficient in the structures of the researching machines. The transfer functions of the masses are most significantly influenced by the frequency of forced oscillations, especially the second, so it is advisable to reduce the transfer function, especially the first mass, as well as to reduce the amplitudes of the external load to improve the vibration acoustic characteristics.
Keywords: vegetable-cutting machine, vibroacoustic process, transfer function, vibration energy loss coefficient.
Введение
В механических системах технологического оборудования предприятий общественного питания возникают колебания звуковой частоты, причинами возникновения которых, являются неуравновешенность возмущающих сил, звеньев системы, моментов сопротивления, наличие зазоров в кинематических парах, упругость звеньев системы и др. Анализ предыдущих исследований в данном направлении показал, что наибольший уровень шума излучает именно измельчительное оборудование [1].
Мониторинг шумовых характеристик выявил их соответствие санитарным нормам по шуму при работе машин без продукта. При работе под нагрузкой характеристики значительно возрастают.
Исследование виброакустических процессов овощерезательных машин, используемых на предприятиях питания, с целью улучшения санитарно-гигиенических условий труда, позволит открыть новые возможности для решения задач повышения эффективности производства, увеличения конкурентоспособности серийно выпускаемого технологического оборудования.
Целью данных исследований является аналитическое описание виброакустических процессов в овощерезательных машинах общественного питания на основе синтеза акустических и динамических моделей, что в дальнейшем ляжет в основу разработки инженерной методики расчета виброакустических характеристик (ВАХ) данного класса машин на стадии проектирования.
Реализация поставленной цели осуществима путем решения следующих задач:
- выполнить моделирование коэффициента излучения шума внутренними источниками исследуемых машин;
- провести анализ коэффициента потерь колебательной энергии в конструкциях
машин;
- определить влияние конструктивных и эксплуатационных параметров на передаточные функции масс динамических моделей данных механических систем при линейных колебаниях.
Для того чтобы описать аналитически виброакустические процессы технологического оборудования необходимо построить модели, описывающие вибрационные процессы, происходящие во внутренних источниках шума, излучение колебаний звуковой частоты в воздушное пространство стенками машины, а также распространение звуковых волн до приемника этого излучения. При линейных колебаниях моделью данной механической
системы является система масс, которые связаны упругими кинематическими и диссипативными элементами.
Предыдущими исследованиями установлено, что моделью исследуемых машин являются двухмассовые динамические системы, которые моделируются монопольными излучателями [2]. Кинематические схемы всех овощерезательных машин предприятий питания подобны [3].
1. Моделирование виброакустических процессов внутренних источников шума
С помощью динамических моделей линейных колебательных процессов можно определить виброскорость поверхности корпуса машины, однако этого недостаточно для определения величины мощности излучения от внутренних источников шума. Акустические модели позволяют это сделать. Рассчитать звуковое поле сложной колебательной системы зачастую вызывает затруднения [4]. Даже в том случае, когда такой расчет возможен, получение результата требует больших усилий. Поэтому в ряде научных работ, целью которых является решение этой проблемы, реальные излучатели могут быть смоделированы упрощенными конструкциями, в качестве которых могут быть приняты простейшие источники шума: монополи, диполи, квадруполи, а также их совокупности. Частоты вынужденных колебаний двухмаееовой системы, к которым относятся и конструкции овощерезательных машин определяются, используя систему уравнений, которые описывают колебания этих масс [5]:
m1x1 + c1x1 — c2(x2 — x1) = 0 m2X2 + c2(x2 — xi) = 0
где m1 - масса ротора электродвигателя с ведущим шкивом, кг; c1 - жесткость клинового ремня передачи, Н/м; m2 - сумма масс вала рабочего органа с ведущим
c2
Н/
Вынужденные линейные колебания двухмаееовых динамических систем, имеющих несколько степеней свободы, описываются системой дифференциальных уравнений второго порядка с правой частью, В матричной форме эта система имеет вид:
II My ||{ а) + ||Hj ||{+ || Cy ||{ ъ) = {Рвг}, (2)
где ||My||, ||Cy|| - квадратные матрицы коэффициентов инерции и жесткости; {ъ} _ вектоРььстолбцы обобщенных координат и ускорений; Hj - матрица коэффициентов сил демпфирования; ф - обобщенные скорости; {PBi} - матрица обобщенных возмущающих сил,
В качестве обобщенной координаты выбирается перемещение X в направлении действия возмущающей силы. Рассмотрим установившийся режим колебаний ||Hj|| = 0, При вынужденных колебаниях двухмаееовой системы с двумя степенями свободы, возбуждаемой периодической силой Рв = Р0 cos t, приложенной к первой массе система уравнений (1) запишется в виде:
m1X1 + c1x1 — c2(x2 — x1) = P,coswk t m2X2 + c2(x2 — xi) = 0
Принимая, что массы колеблются по гармоническим законам, решение уравнений
овощерезательиых машин
для амплитуды виброскоростей масс имеет вид |6|:
max
Xi = Po(c2 - m2 - Ш2к)шкep, (4)
X2 = Po02^k Op
(5)
Op
(ci + C2 - miu'k)(c2 - тк^к) - С2,'
(6)
где Рв - амплитуда возмущающей силы, Н; шк - круговая частота вынужденных колебаний, с-1. На рисунках 1 и 2 показаны зависимости амплитуды виброскорости первой и второй массы от амплитуды возмущающей силы и круговой частоты вынужденных колебаний.
Рис. 1. Изменение амплитуды виброскорости первой массы в зависимости от амплитуды возмущающей силы и круговой частоты вынужденных колебаний: 1 - шк = 130 с-1; 2 - шк = 140 с-1; 3 - шк = 150 о-1; 4 - шк = 160 о-1; 5 - шк = 170 c
i
Как видно из графиков x1 и ^увеличиваются с возрастанием Po и уменьшаются
max max
с возрастанием шк. Значения x1 и Х2 уменьшаются с увеличением m2. Величина виброскорости второй массы уменьшается с увеличением с2. Влияние удельного сопротивления нарезанию продукта ножом рабочего органа несущественно влияет на
max x1
амплитуды виброскорости первой и второй массы от удельного сопротивления нарезанию продукта ножом рабочего органа и второй массы.
Режим вынужденных колебаний системы на первой резонансной частоте:
Pi
С 2 m,2
(7)
соответствует антирезонансу дня первой массы (7), На этом принципе строятся динамические гасители колебаний. На второй резонансной частоте:
1
max
max
2 mici + m2C2 , P = —;-±
(miC2 + m2Ci)2 C1C2
2ш1ш2 V 4 т1т2 т1т2
виден второй максимум передаточных функций системы (8),
(8)
Рис. 2. Изменение амплитуды виброскорости второй массы в зависимости от амплитуды возмущающей силы и круговой частоты вынужденных колебаний: 1 - шк = 130 с-1; 2 - шк = 140 с-1; 3 - шк = 150 с-1; 4 - шк = 160 с-1; 5 - шк = 170 с
i
В качестве упругого элемента конечного звена двухмассовых механических систем (или приведенных к ним) технологических машин принимается пищевой продукт, с которым взаимодействует рабочий орган.
овощерезательиых машин
jci 10
м/с
12
10
it— -- ►- - »- * -1 1- -<►
1 2 \
II 1 1 < „
1 1 1 3 1- -II
к
4 5
V \
? к -7 с- V-
т т I - -►J
400
500
600
700
Н/м
800
Рис. 3. Изменение амплитуды виброскорости первой массы в зависимости от удельного сопротивления нарезанию продукта ножом рабочего органа и второй массы: 1 — т2 = 2 кг; 2 — т2 = 3 кг; 3 — т2 = 4 кг; 4 — т2 = 5 кг; 5 — т2 = 6 кг.
В реальных условиях эксплуатации жесткость продукта будет изменяться в определенном диапазоне в зависимости от физико-механических свойств продукта, его структуры, конструкции рабочего органа, износа режущей кромки и ряда других менее значимых факторов.
Дня поддержания в системе антирезонансной частоты необходимо иметь систему управления амплитудой возмущающей силы, пропорциональной изменению жесткости упругого элемента, усилию или крутящему моменту на рабочем органе.
На рисунке 5 приведена зависимость амплитуды виброскорости первой и второй
max max
m1 x1 x2
В динамических и виброакустических расчетах технологических машин в первом приближении в качестве жесткости продукта можно использовать удельное сопротивление продукта, взаимодействие с рабочим органом или закономерность этого взаимодействия.
шах
400 500 600 700 800
Рис. 4. Изменение амплитуды виброскорости второй массы в зависимости от удельного сопротивления нарезанию продукта ножом рабочего органа и второй массы:
1 — т2 = 2 кг; 2 — т2 = 3 кг; 3 — т2 = 4 кг; 4 — т2 = 5 кг; 5 — т2 = 6 кг.
На передаточные функции масс наиболее существенное влияние оказывает частота вынужденных колебаний, в особенности на Е2. Поэтому для улучшения В АХ технологических машин целесообразно снижать передаточную функцию, прежде всего первой массы |1|,
Мощность излучения внутренних источников шума в октавпых полосах частот:
Мм = 2прсоЯ2Р02т2^ (Р — П, (9)
где с0 = 344 м/с - скорость звука в воздухе; т2 - масса рабочего органа, продукта и ведомого шкива с валом рабочего органа, кг; р - плотность воздуха, кг/м3; Кв - волновое число; п _ коэффициент потерь колебательной энергии.
Звуковая мощность излучателей механического шума технологического оборудования зависит от размеров источника шума и квадрата амплитуды виброскорости его поверхности. Принимая во внимание параметры динамической системы (4) и (5), снижение звуковой мощности внутренних источников шума Мм достигается уменьшением нагрузки па рабочий орган машины, поверхности излучения, повышением частоты вынужденных колебаний и демпфирующих свойств системы.
овощерезательпых малыш
Рис. 5. Изменение амплитуды виброскорости первой и второй массы в зависимости от первой массы:
max max
1 - Х1 ■ 10-3 м/с; 2 - Х2 ■ 10-4 м/с .
Корпусные детали овощерезательпых машин различаются конструктивно, формой, габаритами и материалом, т.о. являются сложными колебательными системами. Колебательная энергия внутренних источников шума передается на корпус технологического оборудования, который является источником акустических колебаний, улавливаемых микрофоном шумомера, формирующим ВАХ. Корпуса технологических машин рассматриваются как излучатели-пластины, совершающие изгибные колебания иод действием внутренних источников шума |1, 2|. Мощность излучения колебательной энергии плоским корпусом овощерезателыюй машины, на низких и средних частотах, если f < fкр [7]:
N = pCoKBl1l2Po2m2^2(p2 - [1 - 1о(кБ 11)] (ю)
2Xo
где x0 ~ волновое число изгибных колебаний кориуса машины; ^ и l2 - размеры стенки корпуса, м; 10 - функция Бесселя нулевого порядка первого рода.
Если края пластины отстоят друг от друга меньше, чем на половину длины звуковой волны, то звуковая мощность, излучаемая пластиной, удваивается. Волновое число изгибных колебаний плоского корпуса машины на критической частоте x0 = •J^h/L:
Е Л3
а4 =- о,, (П)
Мощность излучения плоским корпусом машины на высоких частотах:
N = 0,25рсоРот2^2 (Р? — (12)
- мощность излучения при f ^ /кр
- на низких частотах при х0 > Кв
Нп = _Р^У?^__(13)
п 4пт2ушкт2(р — ш^)2вр'
где ту - удельная масса пластины; а- постоянная для пластин; Е? - передаточная функция первой массы ВАС;
- на высоких частотах xo << KB
£21*1*2 П
Nn =0^ ..^2 ^ > (14)
8ту т2а^р (р? — ш1)2л/шк - на критической частоте Кв = х0
Е221Х011*2^ вп
8т2(р? — Ц;)20р ту 1 + вп
Nn = о™2 /„2 , ,2\2С)2 ™ /7~Г~ 1 I Д2 ' V10i
4
вп = -РС0Х4 , (16)
^ту\/1 — Х2/КВ
Мощность излучения цилиндрическим корпусом машины: при К в Дц < 1
N = 0,25п2рс0/цК3я4 Р02т2^2 ^2(^2 — ^2)2П, (17)
при КвЯц >> 1
N = 0,5п2 рс0Яц/цРо2т20р — )2п. (18)
Полученные выражения мощности излучения пластиной и цилиндром используются для расчета структурного шума - одной из составляющей виброакустических характеристик технологической машины. Для расчета составляющих В АХ от других источников шума применяем известную зависимость [8],
Ми = рс0аад5'иУ2п, (19)
где Би - площадь излучающей поверхности, м2; V - усредненная по времени и поверхности нормальной составляющей вектора колебательной скорости, м/с.
Нормальная составляющая вектора колебательной скорости на поверхности излучателя предполагается равной нормальной составляющей колебательной скорости в воздухе перед поверхностью сферического излучателя, при этом амплитуды колебаний в любой точке поверхности одинаковы, В акустических расчетах амплитуды виброскоростей масс определяют по зависимостям (4) и (5), Площадь излучающей поверхности оборудования, располагаемого в производственном помещении на полу Би = 2пЯ2, Уровень звуковой мощности источника излучения равен:
ЬШ] = 10(1ё М + 12),дБ (20)
2. Моделирование коэффициента излучения шума овощерезательных машин
Излучение шума машиной определяется главным образом количеством звуковой энергии в единицу времени. Во многих случаях принято коэффициент излучения произвольно выбранной поверхности с произвольным распределением значений вектора колебательной скорости выражать формулой [1]:
Р
= ,72-^ (21)
V2 ■ р ■ с ■ Б
Рс скорость распространения звука; р - плотность воздуха; Б - площадь поверхности излучателя; 72 - среднее значение квадрата скорости, измеренное перпендикулярно к поверхности излучения.
Коэффициент излучения шума, который зависит от размеров, формы, а также частоты звуковых колебаний, характеризуется следующими особенностями:
овощерезательиых машин
- если колебания синхронны в тех областях, размеры которых больше длины волны колебаний 1
оборудовании можно принимать ои =1 для диапазона октавных частот от 63 до 8000 Гц с учетом габаритов изделия;
- если "длина волны излучателя" приблизительно равна длине звуковой волны, тогда ои может быть больше 1;
- если колебания источника шума синхронны только в ограниченных областях, то аи < 1,
В качестве практического вывода для снижения шума излучатели рекомендуют делать по возможности небольшими, а области противофаз располагать как можно ближе одна к другой (диполь вместо монополя, квадруполь вместо диполя, перфорированная пластина вместо монолитной и др.). Иногда звукоизлучение можно снизить за счет размещения дополнительного источника звука (антиисточника) с противоположной фазой и непосредственной близости от имеющегося источника, В отличие от этого для излучения высокой энергии применять источники, размеры которых должны быть больше длины звуковой волны. Для точечного излучателя, т.е. малого тела, объем которого изменяется во времени, излучение в бесконечную среду равно:
, , р * Б д , ,, р д , ,,
= 4:7:7 ■ д£ ■ ^ ■ — г/с) = 4:7:7 ■ д£ ■ 5 ■ — г/с), (22)
где Б - поверхность тела; г - расстояние между источником и точкой измерения; 5 - объемный поток.
Мощность излучения шара радиусом Я, пульсирующего со скоростью ^ = ■ е7^4 равна:
р • с К2 Я2
М = ¥ ■ 4 ■ П ■ ЯТ+Кк(23)
Коэффициент излучения внутренних источников можно определить:
К 2 Я2
-и = 1ТКЯ2. (24)
3. Исследование коэффициента потерь колебательной энергии в конструкциях овощерезательиых машин
Звуковую вибрацию измеряют с целью определения механических характеристик твердых тел (механическая спектроскопия). Представляющие интерес характеристики -это в основном параметры упругости (модуль продольной упругости или модуль сдвига), а также показатель внутренних потерь энергии колебаний (коэффициента потерь). Кроме измерения импеданса (по величине и фазе) механические характеристики определяют путем измерения резонансных частот и времени их затухания или полуширины резонансной кривой. Исходя из замеренной резонансной частоты, получают искомый модуль, а, зная время затухания (реверберации) или полуширину резонансной кривой, находят коэффициент потерь.
Выбор способа измерения зависит от определяемой характеристики. На практике широко применяют малые образцы, которые вместе с массой образуют резонансную систему. Кроме того, следует обращать внимание на то, чтобы не было утечки энергии в месте крепления образца или из-за потерь в результате излучения, особенно при слабо демпфированных образцах, В противном случае замеры необходимо проводить в вакууме. Согласно линейной теории звуковых процессов, при демпфировании звуковых вибраций коэффициент потерь можно определить следующим образом [8]:
П
Wn 2 • n • Wr
(25)
где Шп - вибрационная энергия, теряющаяся в системе за круговой цикл колебаний; Шг - вибрационная энергия, вновь поступившая в систему.
Склонность возбудителя ВАС к передаче вибрации можно оценить передаточной функцией Е, определяемой отношением амплитуд виброскоростей на выходе У2 и входе системы VI [3, 9, 10, 11], Для модели, возбуждаем ой частотой
V = Хо ,
Амплитуду У2 находим следующим образом:
Рол/ ^2 + 4е2
x2 =
+ 4е2)
V2
• , 2е\
sin ukt + arctan — , Uk)
Po
Шл/ш1 + 4е2 '
Передаточная функция одномассовой ВАС с демпфированием:
Ро
(26)
(27)
(28)
Ei =
XoUk mp
(29)
+ Y2
Анализ зависимостей параметров колебательной одномассовой системы Е и в от её относительной частотной характеристики показывает, что в дорезонаненом режиме
^^ < 1 коэффициент динамичности (усиления) в-, определяемый по формуле:
1
в =
(30)
1- 2
+ Yl f
ет
демпфирующих свойств системы, В резонансном режиме = 1 увеличение в
наиболее значительно от то до 2, В этих режимах на возрастание амплитуды колебаний
ет
режиме (^-р^ < 1 коэффициент динамичности снижается до величины меньшей единицы. Передаточная функция ВАС уменьшается с возрастанием частоты вынужденных колебаний во всех режимах работы оборудования. Демпфирующие свойства системы
Е
при установившемся режиме работы оборудования ^ > 4 влиянием демпфирующих свойств на передаточную функцию можно пренебречь, тогда расчет передаточной функции упростится:
Ei
Po
2
Xo mu2
(31)
Снижение передаточной функции ВАС достигается увеличением массы и частоты вынужденных колебаний, а также снижением амплитуды внешней нагрузки, В связи с тем, что расчет коэффициента потерь колебательной энергии в конструкциях
2
2
2
овощерезательиых машин
технологических машин аналитическим путем сложен из-за влияния различных факторов, целесообразно определять щ экспериментальным путем по величине виброскорости на входе и выходе системы по результатам гармонического анализа осциллограмм процесса нагружения машины в процессе работы.
Заключение
Проведенные исследования виброакустических процессов внутренних источников шума овощерезательиых машин предприятий питания позволили математически описать виброакустические процессы, происходящие в конструкциях этих машин, используя синтез акустических и динамических моделей. Перспектива дальнейших исследований лежит в разработке методики расчета виброакустических характеристик овощерезательиых машин предприятий общественного питания.
Список литературы
1, Заплетннков И.Н, Виброакустика оборудования пищевых производств: монография, Харьков: I ГГМ'Г. 2015 - 542 с,
2, Заплетннков И.Н, Моделирование виброакустических процессов технологического оборудования пищевых производств, Донецк: ДонГУЭТ, 2001, - 141 с,
3, брьоменко Д.О, В1броакустика овочер1зальних машин пщприемств харчування: дис, ... канд. техн. наук: 05,18,12, -Допецький держ, ушвереитет екон, i торг, i.\i. М, Туган-Барановського, Донецьк, 2005 - 215 с,
4, Скучик Е, Основы акустики / Пер, с англ., в 2-х томах, М,: Мир, 1976, т, 2, -
544 с.
5, Боголепов И,И, Строительная акустика /И, И, Боголепов; СПбГПУ; под науч. ред. В, Н, Козлова, СПб, : Изд-во Политехи, ун-та, 2006, - 323 с, : ил,
6, Тимошенко С,П., Янг Д.Х., Уивер У, Колебания в инженерном деле, М,: Машиностроение, 1985, - 475 с,
7, Вибрации в технике: справочник, В 6 т, /Под ред. Болотина В.В.М,: Машиностроение, 1978, т,1, - 352 с,
8, Юдина Е,Я, Борьба с шумом на производстве: справочник, М,: Машиностроение, 1985. - 393 с.
9, Заплетннков H.H., Пнльненко А.К., Гордиенко A.B. Исследование шумовых характеристик универсальной кухонной машины / / Научный журнал III IN ИТМО. Серия: Процессы и аппараты пищевых производств. 2015. JVS 2. - С. 35-43.
10. Заплетннков H.H.. Пнльненко А.К., Севаторова И.С. Снижение шума и вибрации овощерезательиых машин / / Сборник V Всероссийской научно-практической конференции с международным участием «Защита от шума и вибрации» (Санкт-Петербург, 18-20 марта 2015 г.). СПб.: БГТУ «ВОЕНМЕХ», 2015. - С. 193-201.
11. Заплетннков H.H., Ерёменко Д.О., Жидков Ю.В.Методика и результаты расчета шумовых характеристик картофелечисток //Научный журнал. Прогресивш технологи i системи машинобудування, Донецк: ДонНТУ. 2007..V" 2 (34). - С. 91-97.
References
1, Zapletnikov I.N, Vibroakustika oborudovaniva pishehevvkh proizvodstv [Vibroaeousties equipment for food production: a monograph], Kharkiv, NTMT Publ, - 2015, - 542 p.
2. Zapletnikov I.N, Modelirovanie vibroakusticheskih processov tekhnologieheskogo oborudovaniya pishchevyh proizvodstv [Modeling of vibroacoustic processes of technological equipment of food production], Donetsk, DonDUET Publ, - 2001, - 141 p.
3. Cr'omenko D.O. Vibroakustika ovocherizal'nih mashin pidpriemstv harchuvannya [Vibroacoustics of vegetable cutting machines of food enterprises]: dis, ... cand, tech, sc.: 05,18,12, - Donetsk st, university ekon, and trade, named after M, Tugan-Baranovskogo, Donetsk. - 2005. - 225 p.
4. Skuchik E. Osnovy akustiki [Basics of acoustics] / Per. s angl., v 2-h tomah. Moscow, Mir Publ. - 1976, t. 2. - 544 p.
5. Bogolepov I.I. StroitePnaya akustika [Construction acoustics] / I.I. Bogolepov; SPbGPU; pod nauch. red. V.N. Kozlova. St. Petersburg, Polytechnic University Publ. -2006. - 323 p. :il.
6. Timoshenko S.P., YAng D.H., Uiver U. Kolebaniva v inzhenernom dele [Fluctuations in engineering], Moscow, MashinostroeniePubl, - 1985, - 475 p.
7. Vibraeii v tekhnike: spravoehnik [Vibration in engineering: Reference book], V 6 t. / Pod red, Bolotina V.V, Moscow, Mashinostroenie Publ. 1978. - T.l. - 352 p.
8. YudinE.Ya. Bor'ba s shumom na proizvodstve: spravoehnik [Control of noise in manufacturing: reference book], Moscow, Mashinostroenie Publ. - 1985 - 393 p.
9. Zapletnikov I.N,, Pil'nenko A.K., Gordienko A.V. Issledovanie shumovvkh kharakteristik universal'noi kukhonnoi mashinv [Study the noise characteristics of universal kitchen machine]. Scientific journal NEU ITMO, Series: Processes and equipment for food production. - 2015, no, 2, - pp. 35-43,
10, Zapletnikov I.N., Pil'nenko A.K., Sevatorova I.S. Snizhenie shuma i vibratsii ovoshcherezatel'nykh mashin [Decrease in noise and vibration vegetable cutting machines]. Proceedings V All-Russian scientific-practical conference with international participation «Protection against noise and vibration» (St, Petersburg, 18-20 March 2015), St, Petersburg, BGTU «VOENMEH». - Publ, 2015. - pp. 193-201.
11. Zapletnikov I.N., Eremenko D.O., Zhidkov Y.V. Metodika i rezul'taty raseheta shumovvh harakteristik kartofelechistok [Methods and results of noise characteristics calculation of potato peelers]. Scientific journal. Progressive technologies and systems of mechanical engineering. Donetsk, DonNTY Publ. - 2007. № 2 (34). - pp. 91-97.
