Способ определения динамического дисбаланса ротора авиационного газотурбинного двигателя
Владельцы патента RU 2627750:
Публичное акционерное общество "Уфимское моторостроительное производственное объединение" ПАО "УМПО" (RU)
Изобретение может быть использовано для измерения амплитуд и фаз вибрации при балансировке роторов турбин и компрессоров в машиностроении, авиастроении и других областях. Способ определения динамического дисбаланса ротора ГТД, включает установку датчиков вибрации на корпус двигателя под углом 90° друг к другу, обработку полученных вибросигналов путем многоуровневой фильтрации, выделение в полученном вибросигнале рабочего поля частот ротора. Затем определяют мгновенное положение амплитуды и фазы колебаний ротора и получают синтезированные орбиты из перемещения системы ротор - корпус в плоскостях сечениях опор ротора, а сравнение производят с эталонной орбитой ротора и определяют дисбаланс ротора. Изобретение позволяет определить дисбаланс двигателя в сборе на рабочих частотах вращения роторов. 2 ил.
Изобретение относится к измерительной технике, а именно к средствам и методам балансировки, и может быть использовано для измерения амплитуд и фаз вибрации при балансировке роторов турбин и компрессоров в машиностроении, авиастроении и других областях.
Наиболее близким по технической сущности и достигаемому техническому результату к заявленному изобретению является способ определения дисбалансов ротора, заключающийся в том, что устанавливают датчики вибрации на корпус двигателя, обрабатывают вибросигналы, определяют амплитуды и фазы колебаний ротора, сравнивают орбиты и определяют дисбаланс.
/Патент RU 2059214 C1, G01M 1/30, 27.04.1996/
Ось шарнирной опоры статора совмещают с поперечной плоскостью, в которой находится центр масс ротора, измерение колебаний статора производят на частоте вращения при балансировке до 1000 оборотов в минуту, о дисбалансе судят из сравнения мгновенных значений параметров, характеризующих колебания статора. Устройство для балансировки ротора содержит статор с опорами для установки ротора, виброизмерительные преобразователи колебаний статора. Ось шарнирной опоры и центр масс ротора расположены на разных расстояниях от середины плоскостей опор статора. Устройство для выставления оси вращения ротора выполнено в виде регулируемых по высоте демпферов, установленных между статором и виброизмерительными преобразователями, выполненных в виде поджатых пьезоэлементов, измерительные оси которых одинаково ориентированы и расположены в плоскостях коррекции ротора.
Данный метод обладает следующими недостатками:
- необходимость использования дополнительной опоры;
- невозможность выполнения балансировки ротора на рабочих частотах вращения ротора из-за сложности реализации конструкции, что вызывает значительные погрешности при определении динамического дисбаланса;
- сложность и индивидуальность балансировочного оборудования;
- использование временных узлов опор ротора, имеющих отличительные характеристики жесткости и демпфирования от штатных узлов;
- отсутствие возможности определения динамики изменения дисбаланса.
Предлагаемое изобретение позволяет определять величину и мгновенное положение главного вектора дисбаланса ротора в плоскостях коррекции.
За счет использования системы датчиков, установленных на корпусе газотурбинного двигателя, ортогонально расположенных в плоскостях коррекции ротора (как правило, опор), получены пространственные изображения траектории движения вектора дисбаланса в режиме реального времени.
Для анализа используется графическое орбитальное представление траектории перемещения центра корпуса изделия под влиянием воздействия несбалансированных сил ротора (Патент РФ №2551447).
Порядок получение пространственных траекторий:
- после выхода ротора изделия на рабочую частоту вращения выполняется анализ информации с датчиков вибрации, установленных в плоскостях коррекции изделия попарно в вертикальном и горизонтальном направлениях;
- производится математическая обработка сигнала с выделением интересующих диапазонов частот;
- построение графических представлений пространственных траекторий перемещения вектора вибрации;
- оценка амплитуды и фазы (пространственного положения) суммарного вектора вибрации.
Динамический дисбаланс двигателя зависит от многих факторов:
- дисбалансов отдельных элементов ротора;
- аэро, гидродинамических нагрузок на отдельные элементы ротора;
- нестационарности потока на входе в двигатель;
- изменения рабочих зазоров в элементах опор и в первую очередь в подшипниках;
- температурного прогиба ротора и значения температур отдельных элементов;
- возможного попадания жидкости в ротор;
- отклонений или изменений геометрии деталей подшипников опор;
- взаимных смещений при работе деталей ротора.
Задачей предлагаемого изобретения является определение дисбаланса двигателя в сборе на рабочих частотах вращения роторов.
Ожидаемый технический результат заключается в определении мгновенного значения параметров дисбаланса в необходимых плоскостях коррекции в зависимости от совокупности всех факторов, влияющих на его изменение.
Дисбаланс - результат действия не скомпенсированных массовых сил, возникающих, как правило, из-за несимметричности геометрии и массовых характеристик ротора.
В качестве исходных данных используется результат воздействия всех внешних и внутренних нескомпенсированных сил и моментов на изменение траектории перемещения центра системы ротор-корпус.
Ожидаемый технический результат достигается тем, что устанавливают датчики вибрации на корпус двигателя, обрабатывают вибросигналы, определяют амплитуды и фазы колебаний ротора в поле рабочих частот, сравнивают орбиты и определяют дисбаланс, по предложению датчики вибрации устанавливают на корпус под углом 90° друг к другу, обработку вибросигнала осуществляют путем многоуровневой фильтрации полученного вибросигнала, в котором выделяют рабочее поле частот ротора, определяют мгновенное положение амплитуды и фазы колебаний ротора и получают синтезированные орбиты из перемещения системы ротор - корпус в плоскостях сечениях опор ротора, а сравнение производят с эталонной орбитой ротора и определяют дисбаланс ротора.
Согласно предлагаемому способу в полученном рабочем поле частот рассматривают величину перемещения ротора по двум координатам (амплитуде и времени). Направление осей координат совпадает с направлениями осей датчиков. На указанные оси координат проецируют величины амплитуд полученных вибросигналов. В результате построения двух проекций в двухкоординатной плоскости получают синтезированную орбиту вала ротора.
В конкретный момент времени t1 положение годографа вектора вибрации будет отображаться точкой на плоскости в системе координат. В момент времени t2 положение вектора вибрации будет отображаться другой точкой, как правило, не совпадающей с предыдущей. При наличии большого количества точек, полученных в некие малые промежутки времени, они сольются в кривую, отображающую траекторию пространственного перемещения годографа вектора вибрации. В конкретный момент времени положение точки на траектории будет определять величину, пропорциональную амплитуде и углу фазового положения тяжелого места ротора. Это позволяет путем использования ранее приведенного математического аппарата вычислять значение дисбаланса.
Изобретение проиллюстрировано рисунками 1-2.
На рисунке 1 представлена эталонная идеальная АФЧХ (амплитудно-фазно-частотная характеристика) двухмассной системы, а) ротор номер один; б) ротор номер два.
На рисунке 2 представлены траектории движения центра ротора в сечении передней 2а) и задней 2б) опор.
В результате математической обработки получают траектории движения центра ротора и траекторию перемещения конца суммарного вектора вибрации. Для двухроторной системы результаты показаны на рисунке 1. Отдельные точки на данной траектории определяют мгновенное положение вектора вибрации (точки и угол фазы (ϕ1) (для ротора 1).
При этом о дисбалансе судят из сравнения мгновенных значений параметров, характеризующих колебания статора.
В качестве исходных данных используется результат воздействия всех внешних и внутренних нескомпенсированных сил и моментов на изменение траектории перемещения центра системы ротор - корпус.
Определение величины дисбаланса выполняется путем математической обработки полученных мгновенных значений вибрации системы ротор-статор. Получение алгоритма расчета для идеального случая для двух роторной системы приведен ниже.
Для системы с одной степенью свободы, описываемой уравнением вида:
АФЧХ во вращающейся системе координат примет вид:
η2+[u+ka/2bω]2=(ka/2bω)2;
- где а - дисбаланс ротора,
u - величина прогиба ротора,
k - жесткость опоры,
b - коэффициент внешнего демпфирования,
ω - угловая скорость вращения.
Это уравнение кривой на комплексной плоскости, представляющее собой почти окружность, которая может быть построена, если известно значение вектора прогиба ротора для разных значений ω в окрестности критической скорости. Угол ϕ между направлением возмущающей силы и и перемещением:
tgϕ=(bω/M)/Ω2-ω2;
Где Ω=k/M,
М - масса.
Уравнение движения для n - массовой системы, на которую действует сила Fk(t), приложеная к k - массе, можно записать в виде:
где α - коэффициент влияния;
Fk(t) - возмущающая сила.
Подставляя в данное уравнение:
;
Где - 
;
;
;
получим: - 
;
откуда можно определить амплитуды и фазы всех грузов.
Уравнение АФЧХ для n - массовой системы для k-й формы имеет вид:
;
Где εk - составляющая дисбаланса пр k-й форме;
μk - внешний демпфирующий фактор.
Собственная частота системы (рис. 1) соответствует точке М (М'1, М'2), где величина dϕ/dω=max. При прохождении системы через резонанс по одной из форм собственных колебаний прогиб ротора соответствует величине резонансного диаметра на АФЧХ, определяется величиной неуравновешенности, распределенной по данной форме колебаний. Влияние других форм выразится в смещении начала отсчета на величину ОО11. Возмущающая сила расположена под углом π/2 в момент резонанса к резонансному диаметру. Определение величины дисбаланса ведется с использованием пробных грузов.
(Л.Н. Шаталов, «Исследование динамики гибкого двухмассового ротора с помощью амплитудно-фазово-частотных характеристик» статья сборника. АН СССР ГНИИ Машиноведения, издательство Наука, Москва 1974 г. 111 страниц. «Колебания и балансировка роторных систем». Стр. 53-57).
Орбитальный анализ вибрации представляет из себя один из частных случаев применения метода амплитудно-фазно-частоных характеристик (АФЧХ). Впервые метод АФЧХ был применен Кеннеди и Панку для исследования самолетный конструкций. Дальнейшее развитие этот метод получил для исследования балочных и роторных систем.
Как правило, траектория перемещения центра корпуса двигателя представляет собой эллипс, значение размаха большей полуоси которого находится в зависимости от величины дисбаланса ротора (Рисунок 2) в рассматриваемой плоскости. При более сложной траектории особенно на переходных режимах и процессах, небаланс определяется максимальным размахом точек траектории за один оборот ротора.
Предложенный способ осуществляют на двигателе, установленном на стенде. Ротор устанавливают на опорах статора, установленного на шарнирной опоре, расположенной в горизонтальной плоскости, выставляют ось вращения ротора в плоскости горизонта, приводят его во вращение, после чего измеряют и оценивают параметры колебаний статора.
На наружный корпус исследуемого двухвального газотурбинного двигателя под углом около 90° друг к другу в плоскостях двигателя, проходящих через опоры ротора, устанавливают датчики вибрации. Запускают двигатель, производят регистрацию вибросигнала и получают орбиту, изображенную на рис. 2а и 2б, которая представляет собой весь спектр вибрации, фиксируемый датчиком по направлениям его осей. Осуществляют обработку полученного вибросигнала, в ходе которой вибросигнал фильтруют, выделяют в нем рабочее поле частот ротора, рассматривают величину перемещения ротора в интервалах указанного рабочего поля по двум координатам, направление которых совпадает с направлениями осей датчиков. Регистрация вибросигнала осуществляется на работающем двигателе в диапазоне частот вращения роторов от 70 до 100%.
Получают и анализируют траекторию перемещения центра вала ротора. В течение 5 минут работы двигателя траектория перемещения центра вала изменялась, принимая различные неустойчивые формы. Это может быть объяснено прецессией вала в результате температурного дисбаланса в виде обкатки при выходе двигателя на рабочий режим. Прецессия вала в виде обкатки является самоустраняемым дефектом по мере прогрева двигателя и выхода его на рабочий режим, в противном случае делают вывод о плохой балансировке ротора. Получают синтезированные орбиты перемещения системы ротор-корпус в плоскостях, а сравнение производят с эталонной орбитой ротора и определяют дисбаланс ротора.
Величины дисбалансов могут быть определены в двух или нескольких плоскостях коррекции одновременно (рисунок 2а, 2б).
Определение величины дисбаланса выполняется на работающем двигателе во всем диапазоне рабочих частот вращения ротора.
При построении двух или нескольких траекторий движения в одном масштабе и соединяя аналогичные точки двух траекторий образующими, определяется мгновенное значение размаха колебаний системы. По его внешнему виду можно визуально определить примерный характер колебаний ротора и зоны, подлежащие коррекции в первую очередь.
Способ обладает высокой оперативностью оценки и чувствительностью. При этом возможная визуализация процессов изменения дисбаланса помогает определять причины их появления.
Способ определения динамического дисбаланса ротора ГТД, включающий установку датчиков вибрации на корпус двигателя, обработку вибросигналов, определение амплитуды и фазы колебаний ротора в поле рабочих частот, сравнение орбит и определение дисбаланса, отличающийся тем, что датчики вибрации устанавливают на корпус под углом 90° друг к другу, обработку вибросигнала осуществляют путем многоуровневой фильтрации полученного вибросигнала, в котором выделяют рабочее поле частот ротора, определяют мгновенное положение амплитуды и фазы колебаний ротора и получают синтезированные орбиты перемещения системы ротор-корпус в плоскостях сечениях опор ротора, а сравнение производят с эталонной орбитой ротора и определяют дисбаланс ротора.
