Построение крутильной динамической модели АКС станка и описание методов определения частот собст

Министерство образования и науки Украины

Приазовский государственный технический Университет

Кафедра теоретической и прикладной механики

Доклад

на тему:

«Построение крутильной динамической модели АКС станка и описание методов определения частот собственных колебаний»

Выполнила:

Руководитель:

Мариуполь, 2010.

Содержание

стр.

В в е д е н и е 4

Обозначения, принятые на схемах привода станка……………………………………….. 5

Схемы приводов станков и исходные данные ……………………………………………… 6

ПРИМЕР ВЫПОЛНЕНИЯ МОДУЛЬНОЙ РАБОТЫ…………………… 12

I. Исходные данные…………………………………………………………….. 12

1.1.

Исходные данные. Кинематическая схема варианта .
…………………………. 12

1.2.

Определение передаточных отношений……………………………………………
13

II

. Построение динамической модели привода станка…………………….
13

2.1. Определение осевых моментов инерции сосредоточенных масс, муфт,

участков валов ……………………………………………………………………… 13

2.2. Определение податливостей (жесткостей ). …………………………………… 15

2.2.1. Крутильная податливость участков валов. …………………………………. 15

2.2.2. Крутильная податливость соединений………………………………………… 16

2.2.3. Крутильная податливость зубчатой передачи………………………………… 16

2.2.4. Крутильная податливость ременной передачи………………………………… 16

2.2.5. Приведение податливостей последовательно соединенных упругих связей….. 16

2.4. Приведение масс и податливостей к валу приведения (построение рядной многомассовой модели)……………………………………………………………. . 19

III. Определение основной частоты крутильных колебаний

приближенными методами………………………………………………. 20

3.1. Способ парциальных систем……………………………………………………….. 20

3.2. Способ А.П. Черевкова для рядной системы с использованием уравнения

частот…………………………………………………………………………………. 25

3.3. Метод остатков (метод Толле)……………………………………………………. 25

Литература……………………………………………………………………………………. 26

В в е д е н и е

Одним из ответственных этапов расчёта конструкции металлорежущего станка является динамический расчёт привода главного движения, в частности, определение его собственных частот крутильных и изгибных колебаний. С точки зрения динамики, реальная упругая система станка – это сложная колебательная система с распределительными инерционными и упругими параметрами, имеющая бесконечное число степеней свободы и, соответственно, бесконечное число собственных частот колебаний.

Для сокращения трудоемкости расчётов реальную упругую систему станка заменяют расчетной схемой, т.е. системой с конечным числом степеней свободы в виде некоторого количества сосредоточенных масс, соединенных невесомыми упругими и диссипативными элементами, обычно с линейными характеристиками.

В упрощенной модели привода станка принимают такое минимальное количество масс, которое позволяет выделить важнейшие упругие элементы и варьировать их параметры для оптимизации характеристик всего привода. Наиболее часто упругую систему приводят к двум или трем массам. Приведение масс и моментов инерции основано на равенстве кинетических энергий заданной и приведенной системы, приведение жесткости – на равенстве потенциальных энергий; приведение сил и моментов - на равенстве работ или мощностей.

Целью настоящей работы является:

1) Разработка динамической модели привода главного движения металлорежущего станка для расчёта частот собственных крутильных колебаний;

2) Определение основной собственной частоты крутильных колебаний построенной динамической модели.

Последовательность выполнения:

- изобразить расчетную кинематическую схему;

- определить массы и моменты инерции вращающихся деталей привода;

- определить податливости (жесткости) упругих элементов;

- произвести приведение масс, моментов инерции к одному звену;

- произвести приведение податливостей к одному звену;

- определить собственную частоту крутильных колебаний привода и сравнить ее с частотой возмущающей силы.

I. Исходные данные.

1.1. Исходные данные. Кинематическая схема варианта №3.

Параметры электродвигателя			Порядковые номера включения муфт и переключения тройного зубчатого блока	Момент инерции масс на шпинделе, I, кг·м2	Вал приведения
Мощность, N, кВт	Частота вращения, N, мин-1	Момент инерции ротора, I, кг·м2
2,8	1420	0,06	Э1,Э3	0,25	IV

Диаметры валов, м: DI
=0,025; DII
=0,030; DIII
=0,035; DIV
=0,040.

Число зубьев зубчатых колес:

z 3
=24; z 4
=34; z 5
= 17; z 7
= 42; z 9
=28; z10
=56; z11
=56; z12
=28;

Длины участков валов, м:

L0
=0,400; L3
=0,400; L4
=0,460; L9
=0,900; L10
=0,980; L11
=0,500.

Модуль зубчатых колес: m = 3 мм
.

Ширина зубчатых колёс, м: b=0,030.

Плотность материала зубчатых колёс и валов: r=7850 кг/м3
.

Угол зацепления: a=20°.

Упругая деформация пары зубьев: k=6×10-11
м3
/Н.

Шпоночное соединение зубчатых колёс на валу I: h=0,004 м; =0,030 м;

на валах II, III, IV: : h=0,0045 м; =0,030 м;

kш
=4×10-12
м3
/Н.

Шлицевое соединение на валу II: dc
=0,028 м; =0,030 м; h=0,004 м; z=6;

kш
=4×10-12
м3
/Н.

Приведенный к муфте маховый момент для муфт GD2

Э1
= 0,3, для Э4
= 0,6.

Рис 1.1 – Кинематическая схема привода главного движения сверлильного станка

1.2.

Определение передаточных отношений.

Определим передаточные отношения, выбрав за вал приведения – вал IV.

II

. Построение динамической модели привода станка.

2.1.

Определение осевых моментов инерции сосредоточенных масс, муфт, участков валов.

Прежде чем решить вопрос о моментах инерции участков валов, необходимо выяснить длины участков валов между сосредоточенными массами и обозначить их на кинематической схеме (рис. 1.1.). Определяем массы
участков валов
по формуле:

, (2.1)

Длина первого вала L= 0,29 мм, тогда:

, кг.

Для второго вала L= 0,38мм, тогда:

, кг.

Для третьего вала L= 0,12 мм, тогда:

, кг.

Для четвертого вала L= 0,53 мм, тогда:

, кг.

Моменты инерции валов вычисляем по формуле:

(2.2)

Определим момент инерции
I
для каждого вала:

кг·м2
;

кг·м2
;

кг·м2
;

кг·м2
.

Результаты вычислений масс и осевых моментов инерции участков валов поместим в таблицу 2.1.

Таблица 2.1.

Вал	Длина участок L, м	Масса участка m, кг	Осевой момент инерции I, кг·м2
I	0,29	1,14	0,089·10-3
II	0,38	2,15	0,24·10-3
III	0,12	0,92	0,14·10-3
IV	0,53	5,33	1,07·10-3

Определим моменты инерции муфт
по известным маховым моментам GD2
, тогда:

, (2.3)

Для муфты Э1:

кг·м2
;

Для муфты Э4:

кг·м2
.

Сосредоточенными считаем массы, размеры которых вдоль оси не превышают двух диаметров, т.е. все зубчатые колеса.

Определим массы зубчатых
колес
:

, (2.4)

где кг/м3
.

Диаметры зубчатых колес определим по формуле:

, . (2.5)

Тогда:

; ;

; ;

; ;

; ;

Массы зубчатых колес:

кг;

кг;

кг;

кг;

кг;

кг;

Определим осевые моменты инерции зубчатых колес
по формуле:

, (2.6)

, кг·м2
;

, кг·м2
;

, кг·м2
;

, кг·м2
;

, кг·м2
;

, кг·м2
;

Осевые моменты инерции участков валов частично будем прибавлять к моментам инерции сосредоточенных масс, находящихся на концах этих участков. Для этого выясним:

а) если меньше сосредоточенных масс, находящихся на концах этого участка, тогда к осевым моментам инерции сосредоточенных масс прибавляем по .

б) если намного больше сосредоточенных масс, находящихся на концах этого участка, тогда к осевым моментам инерции сосредоточенных масс прибавляем по .

В нашем случае массы всех участков валов меньше сосредоточенных масс, значит прибавляем по .

Например, на I валу находятся ротор и колесо 3 с подключенной электромагнитной муфтой Э1.Уточненные моменты инерции
, будут равны:

кг·м2
;

кг·м2
;

На II валу :

кг·м2
;

кг·м2
;

На III валу:

кг·м2
;

кг·м2
;

На IV валу:

кг·м2
;

кг·м2
;

Результаты вычислений занесем в таблицу 2.2.

Таблица 2.2.

№ вала	Уточненные осевые моменты инерции масс, ·10-3 , кг·м2
I
II
III
IV

2.2. Определение податливостей (жесткостей )

2.2.1. Крутильная податливость участков валов.
Жесткостью участка вала на кручение называют величину скручивающего момента, необходимую для закручивания участка вала длиной 1 м на угол, равный одному радиану:

(2.7)

где G – модуль упругости материала вала, ;

IP
– полярный момент инерции сечения вала, ;

L – длина участка вала ,м
.

Иногда пользуются понятием податливости е
. Податливость – величина обратная жесткости. Крутильная податливость участка вала
длиной Li
:

, (2.8)

Если Gi
= G = const = 7,8·1010
(H/м2
); IPi
= IP
= const = (м4
).

Тогда

, (2.8’)

Вычислим податливости участков валов между элементами, передающими крутящий момент по формуле (2.8’). Результаты вычислений поместим в таблицу 2.4.

Таблица 2.4 - Податливости участков валов.

№ вала	Диаметр, м	Длина участка вала, м;	Податливость, 10-5 рад/Н·м
I	0,025	0,04+0,25	9,696
II	0,030	0,38	6,127
III	0,035	0,12	1,044
IV	0,040	0,53	2,704

2.2.2. Крутильная податливость соединений вал-ступица
различна для шпоночного и шлицевого соединений.

Для шпоночного соединения:

, ; (2.9)

Для шлицевого соединения:

, , (2.10)

где kШП
= 6,4·10-12
, м3
/Н;

kШЛ
= 4·10-12
, м3
/Н;

D – диаметр вала со шпонкой, м;

dС
– средний диаметр шлицев, м;

h – высота шпонки (шлица), м;

lС
– длина соединения, м;

z – число шлицев.

Таблица 2.5 - Податливости шпоночных и шлицевых соединений.

№ вала	Вид соединения	Диаметр вала D, м.	Высота шпонки (шлица) h, м	Длина соединения l, м	Податливость е·10-5 рад/Н·м
I	Шпоночное	0,025	0,0040	0,03	8,53
II	Шпоночное	0,030	0,0045		5,27
II	Шлицевое	0,028	0,0040		0,71
III	Шпоночное	0,035	0,0045		3,87
III	Шпоночное	0,035	0,0045		3,87
IV	Шпоночное	0,040	0,0045		2,96
IV	Шпоночное	0,040	0,0045		2,96

2.2.3. Крутильная податливость зубчатой передачи
приводится к одному зубчатому колесу:

, (2.11)

где kЗ
= 6·10-11
м2
/Н;

α
= 20° - угол зацепления;

b
– ширина зубчатого колеса, м;

d
– диаметр колеса на валу, к которому приводят податливость, м.

Так как вал приведения – вал
IV
, то податливости зубчатых передач вычисляются следующим образом:

; ; .

Результаты вычислений сводим в таблицу 2.6.

Таблица 2.6 - Податливости зубчатых передач.

№ зацепления колес вала	Диаметр шестерни, к которой приводится податливость зубчатой передачи, м	Ширина шестерни b, м	Податливость е·10-5 рад/Н·м
II3.4	d4 = 0,102	0,03	0,0871
III9.10	d10 = 0,168		0,0321
IV11.12	d12 = 0,084		0,1284

2.2.4. Приведенная податливость ременной передачи

Приведенная крутильная податливость ременной передачи определяется по формуле:

, , (2.12)

где l
- длина рабочей ветви ремня, м
;

E
- модуль упругости материала ремня, Н/м2
;

F
- площадь поперечного сечения ремня, м2
;

D
– диаметр того шкива, который находиться на валу привидения, м
.

2.2.5. Приведение податливостей последовательно соединенных упругих связей
, находящихся на каждом валу.

При последовательном соединении упругих элементов с известными податливостями еi
податливость эквивалентного элемента e*, потенциальная энергия которого равна потенциальной энергии исходных упругих элементов, равна

, , (2.13)

где n- количество упругих элементов.

Определим податливости упругих связей, эквивалентные последовательно соединенным упругим связям, находящимся на каждом валу, в (рад/Н·м):

e*I
= eI
+ eШП
= (9,696 + 8,53)·10-5
= 18,229·10-5
;

e*II
= eII
+ eШП
+ eШЛ
= (6,127 + 5,267 + 0,617)·10-5
= 12,011·10-5
;

e*III
= eIII
+ eШП
+ eШП
= (1,044 + 3,87 + 3,87)·10-5
= 8,784·10-5
;

e*IV
= eIV
+ eШП
+ eШП
= (2,704 + 2,963 + 2,963)·10-5
= 8,63·10-5
.

На рис. 2.1 покажем исходную динамическую модель
как систему инерционных элементов, соединённых упругими связями. Податливости зубчатых передач помещаем в местах зацепления колес на схеме.

Подставим в схему найденные числовые значения, порядок величин (10-5
для податливостей и 10-3
для моментов инерции) на схеме опущен (рис. 2.2).

Рис. 2.2 – Исходная динамическая модель с учетом числовых значений.

Рис. 2.1 –Исходная динамическая модель.

2.3.Приведение масс и податливостей к валу приведения (построение рядной многомассовой модели).

Динамическая модель привода станка представляет собой многомассовую модель с сосредоточенными массами (моменты инерции которых известны), соединенными между собой с помощью упругих элементов (податливости которых известны).

Заменим исходную модель эквивалентной, рядной. Кинетическая энергия рядной модели равна кинетической энергии исходной упрощенной модели. Поэтому момент инерции к-ой массы Iк
, находящейся на i-том валу, приведенный к валу приведения (в данном примере это вал IV) равен:

(2.14)

где

- передаточные отношения (формула (1.1)) от i-того вала к валу приведения.

Потенциальная энергия
упругих сил рядной модели равна потенциальной энергии упругих сил динамической исходной упрощенной модели привода станка. Приведенная к валу приведения (валу IV) податливость i-того вала вычисляется по формуле:

(2.15)

Податливости зубчатых передач раньше были помещены на определенные валы (таблица 2.6). Приведенные к валу приведения (валу IV) податливости зубчатых передач определяются также по формуле (2.15).

Моменты инерции и податливости, находящиеся на валу привидения (в данном случае на валу IV), приводить не надо.

Поместим результаты расчетов в таблицу 2.8, а рядную многомассовую систему, приведенную к валу приведения (валу IV), изобразим на рис. 2.3.

Таблица 2.8 - Приведенные к валу IV моменты инерции и податливости.

Номер вала	Приведенный момент инерции IПР 10-3 , кг·м2	Приведенная податливость еПР ·10-5 рад/Н·м	Податливость зубчатой передачи еПР ЗП ·10-5 рад/Н·м
I	IПР P = 85,256; IПР 3 = 0,3905;	eПР I =12,837;	-
II	IПР 4 = 0,122; IПР 5,7,9 = 0,126;	eПР II = 12,011;	eПР 3,4 = 0,0871;
III	IПР 10 = 0,4975; IПР 11 = 0,5025;	eПР III = 17,568;	eПР 9,10 = 0,0642;
IV	I12 = 1,53; IШП = 250,54.	eIV = 8,63.	e11,1 2 = 0,1284.

Рис. 2.3 – Рядная многомассовая модель

На рис. 2.3 опущены порядки величин (10-3
для моментов инерции и 10-5
для податливостей).

III. Определение основной частоты крутильных колебаний.

Приступая к определению частот крутильных колебаний, мы уже имеем упрощенную расчетную модель (рядную), состоящую из одного вала с насаженными на него сосредоточенными массами, которые соединены упругими участками вала известной крутильной жесткости (податливости). Эта модель имеет столько собственных частот, сколько у нее степеней свободы.

При работе станка диапазон возмущающих сил таков, что он не требует знания высших частот, поэтому колеблющуюся систему сводят к системе с меньшим числом степеней свободы. Проще всего расчёт будет выглядеть, если удастся построить модель с двумя (или одной) степенями свободы. Но при этой замене частоты исходной и упрощенной систем должны совпадать.

Рассмотрим два способа упрощения рядной модели. Первый основан на разбиении многомассовой модели на системы одномассовые (I тип) и двухмассовые (II тип). Второй способ состоит в упрощении рядной многомассовой модели методом А.П. Черевкова.

Прежде чем преступать к определению основной частоты крутильных колебаний одним из методов следует перенумеровать осевые моменты инерции и податливости (рис. 3.1).

Рис. 3.1 – Рядная многомассовая модель

3.1. Способ парциальных систем.

Рассмотрим две типичные, так называемые, парциальные системы, на которые можно разбить любую рядную модель.

I-й
тип
.
Два участка безынерционного вала с насаженной между ними массой (рис.3.2).

Собственная частота для парциальной системы I типа определяется по формуле

(3.1)

II тип.
Участок безынерционного вала с двумя насаженными сосредоточенными массами по краям этого участка (рис.3.2).

Собственная частота для парциальной системы II типа определяется по формуле

(3.2)

Метод уменьшения числа степеней свободы основан на том, что парциальную систему I типа можно заменить парциальной системой II типа, при этом новые моменты инерции и податливости вычисляются как показано на рис. 3.3.

Парциальную систему II типа можно заменить парциальной системой I типа; при этом новые моменты инерции и податливости вычисляются как показано на рис. 3.4.

Как показано, [6,стр.40-44], собственные частоты при таких заменах парциальной системы I типа сиcтемой II типа (рис.3.3) и парциальной системы II типа системой I типа (рис.3.4) не изменяются. Применим метод парциальных систем для нашего примера.

Рассчитываем частоты для нашей рядной модели, разбив её на парциальные системы по первому типу, используя формулу (3.1):

Рассчитываем частоты для нашей рядной модели, разбив её на парциальные системы по второму типу, используя формулу (3.2):

После расчётов получаем систему с парциальными частотами (Рис.3.6).

Вверху обозначены частоты для парциальных систем II типа, внизу – частоты для парциальных систем I типа.

Из схемы видно, что наибольшая частота находится на промежутке между массами с моментами инерции I2
,I3
. Поэтому заменяем её парциальной системой первого типа, согласно вспомогательным формулам (Рис.3.4):

Перенумеруем массы

Тогда упрощённая семимассовая система будет иметь вид, изображенный на рис. 3.7.

Здесь

взяты с восьмимассовой системы.

На рис.3.7 наибольшую частоту имеет парциальная система II типа . Заменяем её парциальной системой первого типа, согласно формулам рис.3.4.

Следующие расчеты ведём аналогично, до тех пор, пока наша система с парциальными частотами не примет окончательный и простой двухмассовый вид.

Ответ: основная частота равна 198,6 с-1
.

3.2. Способ А.П. Черевкова для рядной системы с использованием уравнения

частот

Получена, например, восьмимассовая рядная модель (рис. 3.1) с известными осевыми моментами инерции и коэффициентами жесткости (или податливостями). Её можно свести к модели с меньшим числом масс методом А.П. Черевкова, например, к пятимассовой системе, а затем решить уравнение частот с помощью математического редактора MathCad 14 на ПК (смотреть п 3.2.1), либо свести к 4-х или 3-х массовой системе и найти основные частоты по известным уравнениям частот (п. 3.2.2.).

3.2.1 Определение основной частоты крутильных колебаний с помощью математического редактора MathCAD 14

Для составления уравнения частот рядной многомассовой системы используют коэффициенты инерции а
i
, равные моментам инерции сосредоточенных масс и коэффициенты жесткости Сi
, равные жесткостям упругих участков вала на кручение. Для n-массовой системы имеем: коэффициенты инерции I1
, I2
…In
,
коэффициенты жесткости С1
, С2
…Сn-1
, которые, как известно, обратные податливостям.

Уравнение частот крутильных колебаний получим, раскрыв определитель относительно w2
[7, ß36].

(3.3)

Для вычисления основной частоты крутильных колебаний с помощью математического редактора MathCAD 14 необходимо свести 8-ми массовую рядную модель (рис. 2.3) к 5-ти массовой методом А.П. Черевкова.

Метод А.П. Черевкова состоит в том, что для линейной системы к массам с бόльшими моментами инерции прибавляют массы, расположенные подряд на одном и том же валу, с меньшими моментами инерции.

Момент инерции новой массы равен сумме моментов инерции соседних масс:

(3.4)

Податливость участка вала между эквивалентной массой и ближайшей, не подвергшейся приведению, равна:

(3.5)

Например, в нашем случае сведем массы 2, 3, 4, 5 в одну (рис. 3.1). В этом случае осевой момент инерции новой массы будет равен:

.

Податливость участка вала между полученной массой и ближайшей, не подвергшейся приведению, равна:

.

Переномеруем податливости и осевые моменты инерции:

; ; ; ;

; ; ; ; .

Для вычисления основной частоты крутильных колебаний с помощью математического редактора MathCAD 14 можно воспользоваться следующим алгоритмом:

1) вводим исходные данные (смотреть рисунок 3.10).

Рис. 3.10. Пример ввода исходных данных.

Рис. 3.11. Пример ввода данных.

Примечание:
для того чтобы записать нижний индекс необходимо после параметра ввести знак «.» (смотреть рис. 3.11.), а для того, чтобы присвоить параметру значение необходимо поставить «:» и «=» (смотреть рис. 3.11.), кроме того для разделения целых от десятичных необходимо использовать точку, а не запятую.

2) необходимо согласно формуле (3.3) составить определитель (смотреть рис. 3.12), с помощью команды Добавить (Insert) / Матрицу (Matrix) и ввести число строк и столбцов по 5.

Рис. 3.12. Определитель для пятимассовой системы

3) для преобразования этого определителя в уравнение выделите его (щелкните на нем левой кнопкой мышки и не отпуская ее потяните в сторону) и выберете команду Символика (Symbolies) / Матрицы (Matrix) / Определитель (Determinant).

4) для того чтобы получить полиноминальные коэффициенты этого уравнения щелкните левой кнопкой мышки на полученном уравнении и выберете команду Символика (Symbolies) / Полиноминальные коэффициенты (Polynomial Coefficients).

5) записываем выражение вида , где вместо квадратика необходимо вставить полученные ранее полиноминальные коэффициенты (для вставки выделите коэффициенты, скопируйте их в буфер (кнопки Ctr+Insert или правой кнопкой мышки и копировать), щелкните левой кнопкой мыши на том месте, куда будем копировать и вставьте фрагмент (кнопки Shift+Insert или правой кнопкой мыши и вставить).

6) запишите выражение w=
и после знака равно отобразятся корни уравнения.

Меньший из корней будет основной частотой крутильных колебаний многомассовой рядной системы.

3.2.2 Определение основной частоты крутильных колебаний с помощью уравнений частот

Если крутильная система состоит из четырёх масс, имеем после раскрытия определителя уравнение частот [7, ß36]:

. (3.6)

Если система состоит из трёх масс, имеем уравнение частот [7, ß36]:

для n=3

(3.7)

Таким образом, можно получить точные значения частот для динамической модели с небольшим числом сосредоточенных масс (n£5).

3.3. Метод остатков (метод Толле)

Метод остатков заключается в подборе частоты, при которой конечный остаток будет равен нулю. Для восьмимассовой системы расчетные формулы будут выглядеть таким образом:

; ;

; ;

; ;

; ; (3.8)

; ;

; ;

; ;

Методика расчета заключается в том, что мы выбираем произвольную величину и принимая вычисляем по формулам (3.8) остаток . Если остаток равен 0, то выбранная частота является основной частотой крутильных колебаний. Если остаток отличен от 0, то необходимо выбрать другую частоту и повторить расчет. Для удобства решения полученные результаты можно представить в виде графика, где по оси абсцисс будем откладывать , а по оси ординат . Точки, в которых кривая пересечет ось абсцисс, будут решением.

Для пятимассовой системы формулы остатком будет , для 4-х массовой и для 3-х массовой .

Основным недостатком данного метода является чувствительность к точности вычислений, а также то, что в некоторых случаях частоты колебаний отличаются на порядок, и подбирать их методом Толле становиться трудоемким занятием. Поэтому метод остатков (метод Толле) удобнее использовать в качестве проверки частоты, полученной другим способом. Следует обратить внимание на то, что чем точнее вы найдете частоту, тем меньший остаток получите.

При решении задач о собственных частотах крутильных колебаний несколькими способами надо сравнить результаты вычисления.

Список литературы:

Вейц В.Л. и др. Вынужденные колебания в металлорежущих станках. – М., Л.: «Машгиз», 1959. – 288 с.
Маслов Г.С. Расчеты колебаний валов. – М.: «Машиностроение», 1980. – 512 с.
Метод парціальних систем визначення основної частоти крутильних коливань багатомасової системи. / Укл. Т.М. Карпенко, М.Н. Гофман – Маріуполь: ПДТУ, 2004. – 18с.
Методические указания к разработке динамической модели привода главного движения станка. /Сост.Т.Н. Карпенко и др. – Мариуполь: ММИ, 1992. – 58 с.
Орликов М.Л. Динамика станков. – К: «Вища школа», 1989. – 270 с.
Ривин Е.И. Динамика привода станков. – М.: «Машиностроение», 1966. – 204 с.
Яблонский А.А., Норейко С.С. Курс теории колебаний. – М.: Высшая школа, 1975. – 248 с.