Способ диагностики газотурбинного двигателя

Изобретение относится к области испытаний турбомашин, в частности к способам контроля их технического состояния путем сравнения данных спектрального анализа вибрации работающего двигателя с исходными данными. Целью изобретения является повышение достоверности диагностики двигателя в условиях эксплуатации. Изобретение характеризуется тем, что до проведения спектрального анализа в широком диапазоне производят спектральный анализ огибающей вибрационного сигнала, выделяемого на характеристических частотах, и в результате сравнения амплитуд составляющих полученного спектра с теми же значениями в исходном состоянии двигателя по наибольшим отклонениям определяют основные источники изменения вибрации. После этого локализацию дефекта осуществляют путем измерения и сравнения с исходными модуляционных составляющих вибрации в диапазонах только тех несущих частот, которые кратны частотам с наибольшим отклонением от исходных значений. 5 ил., 1 табл.

 

Изобретение относится к области испытаний турбомашин, в частности к способам контроля их технического состояния с применением методов виброметрии, и может быть применено при испытании двигателя на стенде или в условиях эксплуатации (на самолете или вертолете) после проведения одной из форм технического обслуживания, а также для диагностирования регулятора и отдельных агрегатов, например плунжерных насосов высокого давления.

В качестве исходных сигналов, способных характеризовать техническое состояние элементов газотурбинного двигателя, в первую очередь - элементов газовоздушного тракта (ГВТ), может служить высокочастотная вибрация корпуса двигателя, генерируемая при аэродинамическом взаимодействии вращающихся и неподвижных лопаточных решеток в работающем двигателе. Для описания и анализа указанного взаимодействия обычно используются модели, учитывающие импульсный характер воздействия кромочных следов на следующие по потоку лопатки.

Под воздействием различных факторов, возникающих в процессе эксплуатации, таких, например, как повреждение лопаток, коксование топливных форсунок, прецессионное движение ротора, проходят локальные изменения вектора скорости выходящего из лопаточной решетки потока воздуха. При этом происходит искажение представляемых в виде импульсной последовательности кромочных следов, которое может быть представлено в виде модуляции исходной последовательности импульсов по амплитуде или по частоте. В качестве основной несущей частоты такой импульсной последовательности, например от лопаток рабочего колеса, служит частота следования его лопаток относительно неподвижной точки (произведение частоты вращения ротора на количество лопаток). В спектре вибрации, создаваемой рабочим колесом, может присутствовать не одна, а несколько несущих частот, в том числе кратных основной несущей, присутствие которых обусловлено формой реальных импульсов.

Основная диагностическая информация появляется при взаимодействии потока воздуха с элементами ГВТ двигателя и содержится в параметрах, характеризующих модуляцию кромочных следов. Характеристики дефекта(-ов) определяют параметры промодулированного сигнала. Анализируя изменение вибрационного сигнала, можно диагностировать дефекты.

В предшествующих решениях для контроля технического состояния турбомашины использовались различные варианты измерения составляющих вибрации на частоте следования лопаток и частотах вращения ротора и кратных им частотах с последующим расчетом комбинированных параметров. При возникновении в ГВТ двигателя масштабного дефекта, приводящего к модуляции кромочных следов рабочих лопаток, спектр вибрации около каждой несущей частоты изменяется. Компоненты спектра на частотах, кратных частоте вращения ротора, увеличиваются или уменьшаются в связи с изменением неравномерности рабочих колес. Кроме того, появляются компоненты, которые смещены по частоте от несущей, что обусловлено фазовыми искажениями в последовательности импульсов.

Принятый в качестве прототипа способ диагностики газотурбинного двигателя по заявке №13275 Латвийской Республики обеспечивает как определение состояния ГВТ двигателя в целом, так и локализацию источника ухудшения его рабочих характеристик. Это достигается тем, что после измерения и спектрального анализа вибрации работающего двигателя с помощью установленного на его корпусе вибропреобразователя замеряют энергию спектра сигнала выше и ниже каждой несущей частоты всех ступеней двигателя в боковых полосах шириной, меньшей частоты вращения ротора, а полученные значения сравнивают с этими же величинами, замеренными в исходном состоянии двигателя. При этом о состоянии газовоздушного тракта двигателя в целом судят по величине отклонения значений энергии спектров, замеренных в боковых полосах частот при несущих частотах всех ступеней двигателя, от исходных. Для определения же источника ухудшения характеристик двигателя сравнивают величины значения энергии, замеренные в боковых частотных полосах при несущих частотах каждой ступени двигателя, с этими же величинами в его исходном состоянии.

Современные газотурбинные двигатели выполнены по 2- или даже 3-вальной схеме и каждый ротор имеет от 1-2-х до 10-12-ти ступеней. В каждой ступени имеется рабочее колесо и направляющий или спрямляющий аппарат с присущим им количеством лопаток. В спектре вибрации газотурбинного двигателя в таком случае может существовать несколько десятков и даже сотен видов несущих частот. Амплитудно-частотные характеристики вибрационного тракта двигателя весьма сложны, поэтому характер изменения модуляционных составляющих в разных диапазонах будет различным, что повлияет на достоверность диагноза.

Таким образом, для определения состояния двигателя и, тем более, для локализации дефекта необходимо исследовать десятки или даже сотни (если используется несколько датчиков или направлений измерения) частотных диапазонов на предмет выявления и измерения в них составляющих вибрации, кратных частоте вращения ротора, или полосовых составляющих вибрации около несущих частот. Например, в случае применения вышеуказанного способа для диагностирования двигателя ТВЗ-117 необходимо учесть 11 различающихся по числу рабочих лопаток ступеней, количество датчиков - 2 (по одному на корпусе передней опоры и корпусе турбины) и количество направлений измерения - 3 (3-осные вибропреобразователи). При этом, если ограничиться только двумя частотными диапазонами для каждой первой несущей частоты (ниже и выше несущей), то количество диапазонов исследования будет равным 120. Таблица 1 иллюстрирует необходимое количество измерений (отмечено знаком х) без учета парности диапазонов измерения около каждой несущей в диапазонах частот, соответствующих первым несущим частотам (применительно к двигателю ТВЗ-117).

Таблица 1
Место установки датчиков	Передняя опора	Турбина
				Направление виброперегрузки
№ ступени	Кол-во лопаток	Частота, Гц	осевое	радиальное	тангенциальное	осевое	радиальное	тангенциальное
Компрессор
1	37	11396	х	х	х	х	х	х
2	43	13244	х	х	х	х	х	х
3	59	18172	х	х	х	х	х	х
4	67	20636	х	х	х	х	х	х
5	73	22484	х	х	х	х	х	х
6	81	24948	х	х	х	х	х	х
7	89	27412	х	х	х	х	х	х
8	89	27412
9	89	27412
10	89	27412
11	89	27412
12	89	27412
турбина компрессора
1	133	40964	х	х	х	х	х	х
2	101	31108	х	х	х	х	х	х
свободная турбина
3	64	16000				х	х	х
4	51	12750				х	х	х

Учитывая потребность в диагностировании не только ГВТ, но и других частей двигателя, необходимо еще больше расширять перечень несущих частот, включая в него, кроме частот следования (и кратных им) лопаток рабочих колес, также и частоты, генерируемые вращающимися механизмами с импульсным характером взаимодействия элементов, в том числе: частоты перекатывания тел качения в подшипниках, перезацепления зубьев в зубчатых передачах, срабатывания плунжеров в плунжерных насосах.

Проведение такого исследования в широком диапазоне частот в условиях эксплуатации затруднено, во-первых, в силу ограниченного частотного диапазона приборов измерения и анализа вибрации, а во-вторых, из-за необходимости оперативного принятия решения по использованию двигателя. С учетом вышесказанного на практике приходится ограничивать количество исследуемых частотных диапазонов, что существенно сужает достоверность контроля двигателя в реальных условиях его эксплуатации.

Целью настоящего изобретения является повышение достоверности диагностики двигателя в условиях эксплуатации.

Эта цель достигается тем, что в способе диагностики двигатели, основанного на измерении вибрации работающего двигателя с помощью установленного на его корпусе вибропреобразователя и сравнении данных, получаемых в результате спектрального анализа вибрации с этими же величинами, замеренными в исходном состоянии двигателя, сначала проводят спектральный анализ огибающей вибрационного сигнала, выделяемого на характеристических частотах, измеряют амплитуды составляющих полученного спектра в диапазоне от нуля до частоты вращения ротора, имеющего наибольшую скорость вращения, сравнивают полученные значения со значениями в исходном состоянии, а о месте доминирующих источников изменения вибрации судят по частотам составляющих, имеющих наибольшие по величине отклонения замеренных значений от исходных. После определения агрегатов двигателя, являющихся источниками модуляции несущих частот, осуществляют локализацию дефекта до отдельного узла этого агрегата по спектрам вибрации в широком диапазоне частот путем измерения и сравнения с исходными значениями модуляционных составляющих вибрации в диапазонах только тех несущих, частоты которых кратны частотам доминирующих источников.

Сущность изобретения может быть проиллюстрирована графиками, на которых представлены:

на фиг.1 - спектр виброперегрузки (датчик на корпусе передней опоры ротора, установленный в радиальном направлении); 1а - в исходном состоянии двигателя, 1б - с внесенным дисбалансом;

на фиг.2 - спектр виброперегрузки (датчик на корпусе турбины, установленный в радиальном направлении): 2а - в исходном состоянии двигателя, 2б - с внесенным дисбалансом;

на фиг.3 - спектр огибающей виброперегрузки на 1-й характеристической частоте - частоте следования лопаток последней ступени свободной турбины (датчик на корпусе турбины, установленный в радиальном направлении): 3а - в исходном состоянии двигателя, 3б - с внесенным дисбалансом;

на фиг.4 - спектр огибающей виброперегрузки на 2-й характеристической частоте - частоте следования лопаток 3-й ступени компрессора (датчик на корпусе передней опоры, установленный в радиальном направлении): 4а - в исходном состоянии двигателя, 4б - с внесенным дисбалансом;

на фиг.5 - спектр огибающей виброперегрузки на 3-й характеристической частоте - частоте следования лопаток 4-й ступени компрессора (датчик на корпусе передней опоры, установленный в радиальном направлении): 5а - в исходном состоянии двигателя, 5б - с внесенным дисбалансом.

На фиг.1-5 приняты следующие условные обозначения:

ТК - составляющая спектра вибрации на частоте вращения ротора турбокомпрессора; СТ - составляющая спектра вибрации на частоте вращения ротора свободной турбины; цп - составляющая спектра вибрации на частоте вращения центрального привода; рп - составляющая спектра вибрации на частоте вращения рессоры привода; 2рп - составляющая спектра вибрации на частоте 2-й гармоники вращения рессоры привода; пнр - составляющая спектра вибрации на частоте вращения привода насоса-регулятора.

Заявляемый способ реализуется следующим образом.

На каждом роторе двигателя и в указанных выше его агрегатах из основных несущих частот можно выделить одну, характеристическую частоту, связанную с узлом, оптимальным для контроля. Понятие характеристической частоты включает значение центральной частоты, которая определяется произведением частоты вращения ротора (узла) на количество элементов (например, лопаток или плунжеров) и ширину полосы частот измерения. Полоса частот измерения задается в процентном отношении от значения центральной частоты. Перед началом испытаний определяют перечень характеристических частот для испытуемого двигателя, затем устанавливают на корпусе газотурбинного двигателя вибропреобразователь, частотный диапазон которого достаточен для измерения вибрации в широком диапазоне: от нескольких Гц до частот, превышающих частоты следования рабочих лопаток контролируемых ступеней двигателя.

Двигатель выводят на рабочий режим, проводят спектральный анализ огибающей вибрации, выделяемой на характеристических частотах, и измеряют составляющие этого спектра в диапазоне от нуля до частоты вращения ротора, имеющего наибольшую скорость вращения. Полученные значения сравнивают с величинами этих же составляющих, замеренными в исходном состоянии двигателя. По частотам составляющих, имеющих наибольшие по величине отклонения замеренных значений от исходных, определяют доминирующие (основные) источники изменения вибрации. Локализацию дефекта осуществляют по спектрам вибрации, замеренной в широком диапазоне, путем измерения и сравнения с исходными значениями модуляционных составляющих вибрации только тех несущих, частоты которых кратны частотам основных источников.

Пример реализации способа

Способ был реализован для оценки изменения состояния вертолетного газотурбинного двигателя ТВЗ-117.

В ходе испытаний двигателя на стенде завода вибрация измерялась на корпусе передней опоры (компрессор) - передний датчик и на корпусе турбины - задний датчик, в диапазоне частот от 0 Гц до 25 кГц. 3-осные вибропреобразователи измеряли в каждой точке вибрацию одновременно в 3-х направлениях. Сравнительное изменение вибрационных характеристик наблюдалось при сопоставлении результатов испытания одного и того же двигателя в исправном состоянии и с имитирующими возможные повреждения дополнительными неуравновешенными массами, внесенными в турбину компрессора и в свободную турбину. При этом создаваемый в турбине компрессора дисбаланс создавался заведомо большим, чем в свободной турбине.

При испытании в исправном состоянии характеристики двигателя соответствовали техническим условиям, а значения вибрационных параметров двигателя принимались за исходные.

На первом этапе обработки результатов был использован метод спектрального анализа огибающей вибрации. Для анализа огибающей были выбраны характеристические частоты, соответствовавшие частотам следования рабочих лопаток 3-й (18172 Гц) и 4-й (20636 Гц) ступеней компрессора и последней ступени свободной турбины (12750 Гц). В скобках приведены значения характеристических частот, выделенных жирным шрифтом в таблице 1, соответствующих номинальному режиму работы двигателя.

Параметры вибрации измерялись на номинальном режиме работы двигателя. Скорость вращения ротора турбокомпрессора составляла на данном режиме 308 с^-1, в то время как скорость вращения свободной турбины - 250 с^-1. По результатам испытаний первоначально был проведен спектральный анализ вибрации в диапазоне частот, соответствовавшем частоте вращения ротора турбокомпрессора. Результаты анализа приведены на фиг.1. На передней опоре вибрация на частотах вращения обоих роторов при внесении дефекта практически не изменилась (фиг.1а - исходное состояние, фиг.1б - при внесении дисбаланса). Вибрация на частоте вращения ротора турбокомпрессора, измеренная по датчику на задней опоре, возросла менее чем на 50% (фиг.2а - исходное состояние, фиг.2б - при внесении дисбаланса). Поскольку указанное изменение вибрации находится в пределах разброса вибрации с частотой вращения ротора от запуска к запуску, то определить источник возмущения только по изменению уровня на установившемся режиме не представляется возможным.

На следующем этапе была выделена огибающая вибрации от датчика на турбине на первой характеристической частоте 12750 Гц - частоте следования рабочих лопаток последней ступени свободной турбины и проведен ее спектральный анализ в полосе 0-400 Гц. (Огибающая вибрации на частотах следования лопаток турбины компрессора не исследовалась, поскольку указанные частоты находятся за пределами частотного диапазона имевшейся аппаратуры.)

На фиг.3 приведены полученные спектры огибающей вибрации откуда видно, что при практическом отсутствии заметных узкополосных составляющих, в исходном состоянии (фиг.3а), появление составляющей с частотой вращения ротора турбокомпрессора на фиг.3б однозначно указывает на доминирующий источник возбуждения вибрации - массовую неуравновешенность ротора турбокомпрессора.

На фиг.4 и 5 показаны спектры огибающей вибрации, замеренной датчиком на передней опоре компрессора и выделенной на других характеристических частотах - частотах следования лопаток 3-й (19212 Гц) и 4-й (21817 Гц) ступеней компрессора. В связи с близостью датчика вибрации к приводам, здесь в качестве источников модуляции выступают также и зубчатые передачи, приводимые во вращение ротором турбокомпрессора.

В спектрах огибающей заметна очевидная разница между структурой спектра огибающей в исходном состоянии и при внесении дисбаланса. Например, в 3-й ступени составляющая на частоте вращения ротора турбокомпрессора в исходном состоянии (фиг.4а) практически не выделяется из «шума» (случайной широкополосной вибрации), зато при внесении дисбаланса (фиг.4б) возрастает в два с лишним раза. В 4-й ступени (фиг.5а - исходное состояние и фиг.5б - при внесений дисбаланса) составляющая на роторной частоте при внесении дисбаланса также изменяется почти в два раза, правда, в меньшую сторону. Следовательно, очевиден доминирующий характер изменения роторной вибрации ротора турбокомпрессора. При этом остальные составляющие, связанные с вибрацией приводимых во вращение ротором турбокомпрессора зубчатых передач, меняются в значительно меньшей степени и их изменение находится в пределах обычного для данных компонент разброса.

Изменение вибрации на частоте вращения ротора турбокомпрессора, замеренное на компрессоре, оказалось меньше, чем на турбине, что позволяет сделать вывод не только о том, что доминирующим источником возбуждения вибрации в двигателе является ротор турбокомпрессора, но и частично локализовать дефект, указав, что это - турбина компрессора.

Таким образом, изменение спектра огибающей вибрации (при внесении дисбаланса) указало на то, что:

- наиболее вероятным источником вибрации является ротор турбокомпрессора,

- наиболее вероятным местом нахождения дефекта является турбина компрессора.

С учетом сделанных выводов продолжение исследования вибрации было сокращено за счет исключения из общего объема обработки диапазонов, измеряемых по переднему датчику вибрации, и диапазонов, связанных с частотами следования лопаток турбины компрессора.

Таким образом, использование предлагаемого способа позволило сократить необходимый для выявления дефекта объем исследования спектров вибрации в 20 раз (в табл.1 жирным шрифтом выделены 3 парных диапазона, в которых необходимо провести детальное исследование, вместо всех 60-ти, указанных в ней) и обеспечить повышение оперативности диагностики в условиях эксплуатации.

Способ диагностики двигателя, основанный на измерении вибрации работающего двигателя, спектрального анализа вибрации и сравнении получаемых данных с этими же величинами, замеренными в исходном состоянии двигателя, отличающийся тем, что проводят спектральный анализ огибающей вибрационного сигнала, выделяемого на характеристических частотах, измеряют амплитуды составляющих полученного спектра в диапазоне от нуля до частоты вращения ротора, имеющего наибольшую скорость вращения, сравнивают полученные значения с теми же значениями в исходном состоянии, о месте основных источников изменения вибрации судят по частотам составляющих, имеющих наибольшие по величине отклонения замеренных значений от исходных, а локализацию дефекта осуществляют по спектрам вибрации в широком диапазоне частот путем измерения и сравнения с исходными значениями модуляционных составляющих вибрации в диапазонах только тех несущих, частоты которых кратны частотам основных источников.