СПОСОБ ВИБРАЦИОННОЙ ДИАГНОСТИКИ ШЕСТЕРЁН РЕДУКТОРА ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ
METHOD OF VIBRATION DIAGNOSTICS OF GAS TURBINE ENGINE GEAR REDUCER

Изобретение относится к области диагностики деталей машин, а именно к способу вибрационной акустической диагностики, и может иметь широкое применение, в частности, для диагностики газотурбинных двигателей (ГТД).
Эффективным направлением эксплуатационного технического диагностирования зубчатых передач редукторов ГТД являются методы анализа сигнала вибраций корпуса двигателя. Традиционные методы вибрационной диагностики преимущественно основываются на анализе информационного сигнала в спектральной области и выполняются путем фильтрации либо спектрального разложения с информационным анализом амплитудного спектра преобразования Фурье или спектральной плотности мощности [1].
Например, известен способ вибрационной диагностики машин [2], который заключается в том, что осуществляют выделение n периодических и шумовую компоненты вибрационного акустического сигнала, с дальнейшим построением диагностического вектора, по направлению и величине которого судят о виде и степени дефекта, причем шумовую компоненту выделяют путем последовательного подавления известных периодических компонент. Частоты известных выделяемых n периодических компонент, определяемых по частоте 1-й гармоники, входящей в каждую компоненту, устанавливают пропорционально частоте опорной периодической компоненты, которую находят путем поиска в заданном диапазоне частот, с коэффициентами пропорциональности, определяемыми конструкцией машины. Определяют отклонение фактического значения частоты каждой периодической компоненты от расчетного значения и также включают его в состав диагностического вектора. Причем фактическое значение частоты каждой периодической компоненты определяют как среднее значение фактических частот, входящих в нее гармоник, приведенных к первой гармонике, с поправкой на коэффициенты коррекции, определяемые видом функции окна преобразования Фурье по соответствующим математическим формулам.
Недостатком способа является применение эмпирических коэффициентов, которые определяются конкретной реализацией конструкции машины, что определяет низкую точность обработки вибрационного акустического сигналов путем преобразования Фурье, имеющего недостатки, обоснованные в источнике [1].
Операции интегрирования, которые выполняются при применении методов фильтрации и разложения в ряд Фурье, нестационарного вибрационного акустического сигнала на интервале длительности окна анализа, определяют, ввиду осреднения сигнала дефекта на интервале окна анализа, большую дисперсию информационных параметров во временной и частотной областях. Вследствие этого, исторически доказана неудовлетворительная чувствительность в задаче диагностирования моделей, работающих в частотной области, к сигналам зарождающихся дефектов зубьев, которые имеют малую амплитуду и большую скважность на временном интервале анализа.
Известно применение статистических методов обработки вибрационного акустического сигнала для анализа дефектов зубчатых передач редукторов вертолетов [3]. Эти методы не локализованы в спектральной области, что определяет их низкую пороговую чувствительность к зарождающимся дефектам и к внутрисистемным помехам сложных механизмов, к которым относятся ГТД.
Известен, например, способ вибрационной диагностики передач зацеплением [4]. Способ заключается в том, что предварительно фиксируют частоту вращения входного вала диагностируемой передачи, рассчитывают частоты зацепления зубьев, по ним настраивают узкополосные фильтры, снимают сигнал с датчика вибраций, установленного на корпусе диагностируемой передачи, фильтруют его упомянутыми узкополосными фильтрами. Полученные диагностические данные фиксируют в памяти вычислительного средства в реальном масштабе времени в виде цифровой последовательности. В последней выбирают массивы данных, соответствующие времени полных оборотов диагностируемых колес, на которых затем выделяют участки, соответствующие колебаниям, генерируемым отдельными зубьями. После чего по параметрам колебаний оценивают техническое состояние диагностируемых зубчатых колес и их зубьев. При этом съем данных осуществляют при различных нагружающих моментах на выходном валу диагностируемой передачи. Для каждого зуба определяют среднее значение размаха колебаний вибрационного акустического сигнала, а в качестве диагностических параметров используют их изменение при увеличении нагружающих моментов и их отношение к нагружающим моментам на выходном валу диагностируемой передачи.
Операция узкополосной фильтрации предполагает осреднение диагностических данных с постоянной времени фильтра, что приводит к погрешностям определения зарождающихся дефектов. Операция осреднения, применяемая в способе, определяет статистическую обработку результатов и имеет недостатки, характерные для статистических методов.
Таким образом, важной и актуальной задачей современного двигателестроения является разработка эффективных методов эксплуатационного диагностирования зубчатых передач [5], позволяющих более надежно выделить в вибрационном акустическом сигнале корпуса двигателя признаки отклонения вибрационных характеристик деталей редуктора от штатного состояния и дополнить автоматическую систему анализа технического состояния роторных деталей ГТД пятого и шестого поколений.
r
z
d
ν
ν
Прототипом изобретения является способ диагностики зубьев шестерен зубчатых передач [6], при котором для диагностируемой шестерни предварительно определяют период t вращения вала анализируемой шестерни, рассчитывают частоту зацепления зубьев ƒ, определяют частоту выборки аналого-цифровых преобразователей ƒ=1/t, где t - период выборки, с датчика вибраций, который устанавливают на корпусе редуктора вблизи опоры вала шестерни, снимают вибрационный акустический сигнал s(t), где t - текущее время.
z
ν
z
ν
ν
Техническое состояние зубьев шестерни под эксплуатационной нагрузкой определяют путем сравнивания экстремальных значений функции линейной деформации ΔL(t,Δt) каждого из зубьев в фазовой области вибрационного акустического сигнала, вычисленных на основе функции приращения полной фазы Δϕ(t,Δt) сигнала частоты зацепления зубьев на интервале времени, кратном периоду Δt частоты выборки, с допустимым параметром деформации зубьев , ранее определенным по результатам типовых испытаний технических и эксплуатационных параметров зубчатой передачи.
s
c
z
d
ν
d
z
d
z
r
ν
s
ν
c
ν
r
sp
ν
cp
ν
z
sp
ν
cp
ν
z
sƒ
ν
cƒ
ν
Для определения вычисленных значений функции линейной деформации зубьев  с помощью генератора синусных и косинусных сигналов формируют синусные s(t) и косинусные s(t) сигналы, частоты которых строго равны рассчитанной частоте зацепления зубьев ƒ, а фазы сдвинуты между собой на угол 90°. Одновременно, используя генератор частоты выборки, формируют сигнал выборки s(t,Δt), частота ƒ которого больше частоты ƒ как минимум в двадцать раз ƒ>20ƒ. Дальше, используя аналого-цифровые преобразователи, вибрационный акустический сигнал, синусные и косинусные сигналы дискретизируют с частотой выборки, равномерно квантуют, и выбирают анализируемый сигнал на интервале времени t периода обращения входного вала. После этого, используя вычислительное средство, дискретизированый анализируемый сигнал s(t,Δt) умножают на дискретизированные сигналы синусных s(t,Δt) и косинусных s(t,Δt) сигналов, которые выбраны на интервале времени t, получая сигналы синусных s(t,Δt) и косинусных s(t,Δt) произведений сигналов, которые содержат изменения фазы сигнала частоты зацепления зубьев ƒ, пропорциональные к линейной деформации зубьев шестерни. Каждый сигнал синусных s(t,Δt) и косинусных s(t,Δt) произведений сигналов обрабатывают цифровыми фильтрами пятого порядка с частотой среза, которая равняется частоте ƒ, получая отфильтрованные сигналы частоты зацепления зубьев s(t,Δt) и s(t,Δt), которые имеют между собой сдвиг на угол 90°. На основе значений этих сигналов рассчитывают значение функции .
Недостатком способа-прототипа является невозможность определения вибраций, которые исследуемые зубчатые передачи вносят в суммарный сигнал вибраций ГТД. Трудности выделения вибрационных составляющих зубьев шестерен редуктора в общем сигнале вибраций двигателя приводят, в частности, к увеличению трудоемкости отладочных работ на этапе испытаний редуктора в составе двигателя.
Задачей изобретения является создание способа вибрационной диагностики, позволяющего определить повышенные вибрации от зацепления зубьев редуктора в конструкции испытуемого или эксплуатируемого ГТД, т.е. позволит определять наиболее "шумные" зубчатые пары и более эффективно уменьшать шумы ГТД в части выполнения работ по соответствию требованиям международных стандартов.
Техническим результатом изобретения является выделение вибрационных составляющих на частоте зацепления зубьев шестерен редуктора в общем вибрационном сигнале двигателя, находящегося под эксплуатационной нагрузкой.
ν
z
z
ν
Задача решается тем, что для диагностики шестерен редуктора газотурбинного двигателя согласно изобретению на корпусе двигателя устанавливают датчик вибраций, с которого снимают вибрационный акустический сигнал, и оценивают изменение парциальных вибраций в фазовой области вибрационного акустического сигнала s(t) двигателя на частоте зацепления зубьев и на интервале времени, кратном периоду Δtдиагностируемой шестерни редуктора, которые определяют как разность между известными допустимыми значениями амплитуды вибраций шестерни, определенными в результате приемочных испытаний двигателя, и экстремальными значениями функции амплитуды вибрации ΔA(ƒ,t,Δt), вычисляемыми для диагностируемой шестерни.
z
z
ν
r
z
d
ν
ν
s
c
z
d
ν
d
z
d
z
r
ν
s
ν
c
ν
r
sp
ν
cp
ν
z
sp
ν
cp
ν
z
sƒ
ν
cf
ν
Для вычисления ΔA(ƒ,t,Δt) предварительно определяют период t вращения вала анализируемой шестерни, рассчитывают частоту зацепления зубьев ƒ, определяют частоту выборки аналого-цифровых преобразователей ƒ=1/t, где t - период выборки с датчика вибраций, с которого снимают вибрационный акустический сигнал s(t), где t - текущее время. Одновременно с этим, с помощью генератора синусных и косинусных сигналов формируют синусные s(t) и косинусные s(t) сигналы, частоты которых строго равны рассчитанной частоте зацепления зубьев ƒ, а фазы сдвинуты между собой на угол 90°, и, используя генератор частоты выборки, формируют сигнал выборки s(t,Δt), частота ƒ которого больше частоты зацепления зубьев ƒ в двадцать раз f=20f. Далее, используя аналого-цифровые преобразователи, вибрационный акустический сигнал, синусные и косинусные сигналы дискретизируют с частотой выборки, равномерно квантуют и выбирают анализируемый сигнал на интервале времени t периода вращения вала, затем, используя вычислительное устройство, дискретизирований сигнал s(t,Δt) умножают на дискретизированные сигналы синусных s(t,Δt) и косинусных s(t,Δt) сигналов, которые выбраны на интервале времени t, получая сигналы синусных s(t,Δt) и косинусных s(t,Δt) произведений сигналов, содержащие изменения фазы сигнала на частоте зацепления зубьев ƒ пропорциональные вибрациям зубьев шестерни. Каждый сигнал синусных s(t,Δt) и косинусных s(t,Δt) произведений сигналов обрабатывают цифровыми фильтрами пятого порядка с частотой среза, равной частоте зацепления зубьев ƒ, получая отфильтрованные сигналы s(t,Δt) и s(t,Δt), сдвинутые между собой на угол 90°.
z
z
ν
На основании полученных данных значения функции амплитуды вибрации ΔA(ƒ,t,Δt) вычисляют по формуле:
sƒ
ν
где s(t,Δt) - величина отфильтрованного сигнала синусного произведения;
cƒ
ν
s(t,Δt) - величина отфильтрованного сигнала косинусного произведения.
z
Количество уровней квантования преимущественно выбирают исходя из минимальных линейных размеров зарождающихся дефектов, которые определяются параметром радиуса r делительной окружности шестерни.
Выбранная частота сигнала выборки обеспечивает статистическую точность вычисления функции линейной деформации в 10% доверительном интервале и определяет точность вычисления функции амплитуды вибрации в пространстве времени для каждого зуба диагностируемой шестерни.
Такая частота обеспечивает статистическую точность вычисления функции линейной деформации в 10% доверительном интервале и определяет точность вычисления функции амплитуды вибрации в пространстве времени для каждого зуба диагностируемой шестерни.
z
z
ν
z
z
ν
Основным отличительным признаком изобретения является параметр функции амплитуды ΔA(ƒ,t,Δt) вибраций зубьев шестерни редуктора под эксплуатационной нагрузкой, которая рассчитывается в фазовом пространстве сигнала s(t) ГТД строго на частоте зацепления зубьев, что исключает процесс осреднения на интервале времени окна анализа и необходимость применения полосового фильтра, интегрирующего сигнал в полосе пропускания, в которой может присутствовать сигнал системной помехи двигателя. В изобретении используется метод математической обработки сигнала вибраций двигателя в его фазовом пространстве, который позволяет устранить помехи и искажения в процессе анализа сигнала зубьев шестерен редуктора на частоте зацепления зубьев. Параметр функции ΔA(ƒ,t,Δt), выделяемый из сигнала, снимаемого с корпуса двигателя, является показателем потери энергии при передаче крутящего момента зубчатой парой шестерни редуктора на частоте зацепления зубьев [7].
z
z
ν
z
z
ν
На основе рассчитанной функции ΔA(ƒ,t,Δt) определяют парциальную составляющую вибраций от зацепления зубьев шестерни в редукторе в общем вибрационном акустическом сигнале s(t) ГТД. Оценка изменения парциальных вибраций на частоте зацепления зубьев шестерни редуктора в общем вибрационном сигнале двигателя осуществляется на основании сравнения приращений экстремальных значений упомянутой функции амплитуды вибраций ΔA(ƒ,t,Δt) с ранее известными допустимыми значениями амплитуды вибраций шестерни, определенными в результате приемных испытаний двигателя.
Заявленный способ поясняется функциональной схемой обработки сигналов представленной на Фиг. 1. А также графиками, на которых изображены результаты анализа сигнала вибраций ГТД:
Фиг. 2 - анализируемый сигнал датчика вибраций ГТД s(t);
sp
ν
cp
ν
Фиг. 3 - сигналы синусного s(t,Δt) (верхний) и косинусного s(t,Δt) (нижний) произведений сигналов;
sƒ
ν
cƒ
ν
Фиг. 4 - отфильтрованные сигналы синусного s(t,Δt) (верхний) и косинусного s(t,Δt) (нижний) произведений сигналов;
z
z
ν
Фиг. 5 - функция амплитуды вибрации ΔA(ƒ,t,Δt) для одного оборота вала диагностируемой шестерни.
Пример осуществления способа
Адекватность способа проверялась в процессе анализа сигнала датчика поперечных горизонтальных вибраций опоры ведущей шестерни заднего редуктора двигателя ТВ3-117ВМА-СБМ1, который проходил стендовые испытания на предприятии МОТОР СИЧ.
Датчик сигнала вибраций 1 (фиг. 1) был установлен на корпусе ГТД вблизи заднего редуктора. Датчик имеет линейную фазовую характеристику преобразования до частоты 20000 Гц.
Анализируемый сигнал вибраций s(t), который содержит сигнал частоты зацепления зубьев, был записан приблизительно в средине режима двигателя «взлетный», длительность которого 5 мин.
z
d
16
Далее настраивали генератор 3 синусных и косинусных сигналов на частоту зацепления зубьев ƒ=10222,6 Гц, со сдвигом фаз выходных сигналов на угол 90°. Генератор сигналов частоты выборки 2 (фиг. 1) настраивали на частоту дискретизации ƒ=216000 Гц (20⋅10222,6<216000), количество уровней квантования было выбрано n=2.
Процесс дискретизации и квантования сигнала вибраций производился в аналого-цифровом преобразователе 4 (фиг. 1), а синусных и косинусных сигналов - в аналого-цифровом преобразователе 5.
r
Дискретизированный в аналого-цифровом преобразователе 4 анализируемый сигнал датчика вибраций s(t) (фиг. 2) умножали (блоки 6, 7, фиг. 1) на дискретизированные в аналого-цифровом преобразователе 5 сигналы генератора синусных и косинусных сигналов, выбранные на интервале времени одного оборота вала t=0,0040093 с, получая сигналы синусных и косинусных произведений сигналов (фиг. 3).
z
Каждый сигнал синусных и косинусных произведений сигналов обрабатывали цифровыми фильтрами 8, 9 (фиг. 1) пятого порядка с частотой среза по уровню -3 дБ, равной частоте зацепления зубьев ƒ=10222,6 Гц диагностируемой шестерни, получая отфильтрованные сигналы косинусного и синусного произведений сигналов (фиг. 4).
z
z
ν
С помощью вычислительного средства (блок 10 на фиг. 1) автоматической системы анализа технического состояния роторных деталей ГТД производилось вычисление функции амплитуды ΔA(ƒ,t,Δt) вибраций на частоте зацепления зубьев, определяемой по формуле (1).
z
z
ν
Экстремальные результаты вычисления функции амплитуды ΔA(ƒ,t,Δt), указывающие на бездефектную работу исследуемой шестерни, отображены на графике фиг. 5.
r
Сравнивая параметры функций вибраций двигателя (фиг. 1) и парциальных вибраций исследуемой шестерни (фиг. 5), можно сделать вывод, что последние составляют порядка 10% от общих вибраций и имеют максимум, не совпадающий во времени с максимумом функций вибраций двигателя. Следовательно, причину повышенных вибраций двигателя на интервале времени t необходимо искать путем анализа вибраций иных деталей ГТД.
Источники информации
1. Журавлев В.Н. Методическая адекватность спектральной модели в задаче технического диагностирования роторных деталей редукторов ГТД [Текст] / В.Н. Журавлев, А.В. Папченков, С.А. Борзов // «Вестник двигателестроения», Запорожье, АО "Мотор Сич", 2014. - №2. - с. 221-228.
2. Патент РФ 2322666, МПК G01N 29/00, G01M 15/00, опубл. 20.04.2008.
3. Harry J. Decker. Crack Detection for Aerospace Quality Spur Gears [Text] /Harry J. Decker U.S. Army Research Laboratory Glenn Research Center, Cleveland, Ohio/National Aeronautics and Space Administration. NASA/TM - 2002-211492. Prepared for the International 58th Annual Forum and Technology Display sponsored by the American Helicopter Society.- Montreal, Quebec, Canada, June 11-13, 2002.
4. Патент РФ 2224232, МПК G01M 13/02, опубл. 20.02.2004.
5. Авиационные зубчатые передачи и редукторы: Справочник [Текст] / Под ред. Э.Б. Булгакова. М.: Машиностроение, 1981. - 374 с.
6. Заявка на изобретение Украины № а 2016 00805 от 01.02.2016, опубл. 10.06.2016.
7. Журавлев В.Н. Виброкинематометрия зубчатых передач [Текст] / В.Н. Журавлев, А.В. Папченков, А.Б. Единович, А.В. Корнейчук // Вестник НТУ "ХПИ". Серия: Проблемы механического привода. - Х.: НТУ "ХПИ, 2015. - №35 (1144). - с. 56-60.