Способ диагностики колебаний рабочего колеса турбомашины

Способ диагностики колебаний рабочего колеса турбомашины

Иллюстрации

Показать все

Реферат

Изобретение относится к двигателестроению и может найти применение при прочностной доводке компрессоров газотурбинных двигателей (ГТД), при их стендовых испытаниях и в процессе эксплуатации, а также для создания систем диагностики колебаний рабочих лопаток, значения частот собственных колебаний которых превышают произведение частоты вращения на число узловых диаметров.

Наиболее близким к изобретению является способ диагностики колебаний рабочего колеса турбомашины (патент RU 2111469, МПК G01M 15/00, приоритет 11.04.97, опубл. 20.05.98), при котором преобразуют динамический сигнал с датчика пульсаций потока газа, размещенного неподвижно в корпусе турбомашины в зоне рабочего колеса, в амплитудно-частотный спектр, определяют диагностическую частоту колебаний рабочего колеса турбомашины, вызванных бегущими в направлении вращения колеса волнами деформации, и диагностическую частоту колебаний, вызванных бегущими в противоположном направлении волнами деформации, наблюдают за составляющей в спектре, по которой судят о направлении движения бегущих по колесу волн деформации.

В данном способе диагностики в качестве измеряемого динамического параметра используют пульсации потока в зоне лопаток рабочего колеса. В пульсационном сигнале при диагностике колебаний регистрируют составляющую на частоте следования лопаток, равной произведению частоты рабочего колеса на число установленных на нем лопаток, что требует достаточно широкого частотного диапазона для диагностики. Поскольку величина полезного сигнала с диагностической частотой соизмерима с уровнем акустического шума, это не позволяет диагностировать колебания в режиме реального времени из-за сложности выделения диагностической частоты в спектре пульсаций при наличии интенсивного акустического шума и гармоник окружной неравномерности потока, свойственных рабочему процессу в реальной турбомашине.

При данном способе диагностики в момент возникновения автоколебаний или вращающегося срыва по определенной форме в спектре пульсации наблюдают две составляющие, равноотстоящие от частоты следования лопаток, что соответствует тому или иному виду аэроупругих колебаний. Причем, в силу близости друг к другу местоположения составляющих спектра, указывающих на возникновение автоколебаний или вращающегося срыва, можно с равной вероятностью предполагать о наличии любого из указанных видов аэроупругих колебаний.

Процесс диагностики колебаний в режиме реального времени затрудняет то, что вид аэроупругих колебаний определяют по результатам сравнения их амплитуд. При этом разность между амплитудами составляющих, равноотстоящих от частоты следования лопаток, может составлять несколько милливольт, что не позволяет диагностировать на фоне шумов вид колебаний в режиме реального времени.

Все это делает данный способ недостаточно надежным и эффективным для диагностики колебаний в режиме реального времени.

Кроме того, в случае диагностики колебаний рабочего колеса малоразмерного высокооборотного ГТД даже по первой изгибной форме, высокие частоты его вращения требуют использования высокочастотных датчиков пульсаций, чувствительный элемент которых (мембрана) должен воспринимать воздействие акустического потока с частотами порядка 10-15 кГц. Диагностика колебаний рабочего колеса с более высокими формами (а следовательно, и на более высоких частотах колебаний) на таких двигателях при использовании в качестве динамического параметра пульсаций давления потока по указанной причине технически затруднительна либо невозможна. Длина трубки, подводящей акустический поток к мембране датчика пульсаций, значительно ограничивает максимальную частоту колебаний, которую он может воспринимать, поэтому его приходится размещать в проточной части компрессора ГТД вблизи исследуемой ступени. Замена такого датчика в случае необходимости может быть связана с частичной разборкой ГТД. Это приводит к дополнительным затратам на реализацию способа

Техническим результатом изобретения является повышение эффективности и надежности способа диагностики колебаний рабочего колеса турбомашины за счет использования, в качестве диагностического сигнала, корпусной вибрации. В вибрационном сигнале определяют в более узком частотном диапазоне диагностическую частоту с амплитудой, превышающей уровень шума, что позволяет использовать предложенный способ в режиме реального времени для своевременного обнаружения и предотвращения опасных напряжений в лопатках.

В предлагаемом способе диагностики в момент возникновения аэроупругих колебаний по определенной форме в спектре наблюдают только одну составляющую, соответствующую одному из видов аэроупругих колебаний. Причем в силу того, что частоты, на которых могут наблюдаться составляющие, соответствующие тому или иному виду аэроупругих колебаний, значительно удалены друг от друга по оси частот (находятся в разных частотных диапазонах), это позволяет однозначно определить вид аэроупругих колебаний.

Дополнительным техническим результатом является снижение затрат на реализацию способа за счет использования для диагностики колебаний вибропреобразователей, применяющихся как в процессе испытаний, так и в эксплуатации турбомашины.

Каких-либо технических трудностей измерения высокочастотной корпусной вибрации (с частотами колебаний до 30 кГц и выше), как правило, не возникает. В настоящее время разработано большое количество высоконадежных вибропреобразователей различного назначения, которые могут быть установлены на корпусе ГТД в требуемой точке измерения.

Технический результат достигается тем, что в способе диагностики колебаний рабочего колеса турбомашины, при котором преобразуют динамический сигнал хотя бы с одного измерительного преобразователя в амплитудно-частотный спектр, определяют диагностическую частоту колебаний рабочего колеса турбомашины, вызванных бегущими в направлении вращения колеса волнами деформации, и диагностическую частоту колебаний, вызванных бегущими в противоположном направлении волнами деформации, наблюдают за составляющей в спектре, по которой судят о направлении движения бегущих по колесу волн деформации, в отличие от известного, преобразуют сигнал корпусной вибрации, наблюдают за появлением в спектре вибрации составляющей на одной из диагностических частот.

Диагностическую частоту колебаний, вызванных бегущими в направлении вращения колеса волнами деформации, определяют как сумму частоты собственных колебаний лопатки и частоты вращения рабочего колеса турбомашины, умноженной на число узловых диаметров собственной формы колебаний.

Диагностическую частоту колебаний лопаток, вызванных бегущими в противоположном направлении волнами деформации, определяют как разность частоты собственных колебаний лопатки и частоты вращения рабочего колеса турбомашины, умноженной на число узловых диаметров собственной формы колебаний.

В качестве измерительного преобразователя используют акселерометр

Судят о возникновении автоколебаний.

Судят о возникновении резонансных колебаний.

Судят о возникновении резонансных колебаний от вращающегося срыва.

Изобретение поясняется следующими чертежами. На фиг.1 показан график зависимости диагностической частоты от измеренной частоты вращения малоразмерного ГТД при колебаниях лопатки по первой изгибной форме и числе узловых диаметров m=2, полученной расчетным путем; на фиг.2 - спектр сигнала корпусной вибрации малоразмерного ГТД при развитых автоколебаниях; на фиг.3 - спектр корпусной вибрации при резонансных колебаниях от вращающегося срыва в осевой ступени компрессора малоразмерного ГТД; на фиг.4 - распределение запасов газодинамической устойчивости осевой ступени компрессора малоразмерного ГТД в зависимости от частоты вращения; на фиг.5 - график зависимости частоты собственных колебаний рабочих лопаток по первой изгибной форме колебаний от измеренной частоты вращения ротора турбокомпрессора малоразмерного ГТД.

Способ диагностики колебаний рабочего колеса турбомашины осуществляют следующим образом.

Предварительно экспериментально или расчетным способом определяют частоты собственных колебаний лопаток рабочего колеса, например, для первых четырех низших форм колебаний.

В качестве динамического параметра турбомашины используют корпусную вибрацию. Преобразуют сигнал корпусной вибрации хотя бы с одного вибропреобразователя (например, акселерометра), установленного на корпусе компрессора в амплитудно-частотный спектр. Измеряют частоту вращения рабочего колеса турбомашины датчиком частоты вращения.

Определяют диагностическую частоту колебаний рабочего колеса турбомашины, вызванных бегущими в направлении вращения колеса волнами деформации (вперед бегущая волна), соответствующую автоколебаниям, по формуле:

где f_m - частота собственных колебаний лопаток, определяемая экспериментально или расчетным путем,

m - число узловых диаметров собственной формы колебаний,

f_p - частота вращения рабочего колеса турбомашины.

Определяют диагностическую частоту колебаний рабочего колеса турбомашины, вызванных бегущими в противоположном направлении волнами деформации (назад бегущая волна), соответствующую резонансным колебаниям по формуле:

Колебания происходят в виде назад бегущей волны при резонансных колебаниях, вызванных неподвижной окружной неравномерностью или вращающимся срывом потока.

Наблюдают за появлением в спектре корпусной вибрации составляющей на одной из диагностических частот f_д1 или f_д2, определенных соответственно по формулам (1) или (2).

При превышении амплитуды составляющей на соответствующей диагностической частоте уровня шумов, она становится хорошо различима в амплитудно-частотном спектре вибрационного сигнала. Это позволяет однозначно установить вид аэроупругих колебаний и предотвратить на ранней стадии их развитие, которое сопровождается дальнейшим ростом амплитуды соответствующей диагностической составляющей.

При этом максимальная частота диапазона, в котором диагностируют колебания, определяется по формуле (1). В спектре может наблюдаться составляющая на одной из диагностических частот (f_д1 или f_д2), появление которой вызвано направлением движения волн деформации.

Появление в спектре корпусной вибрации составляющей на диагностической частоте f_д1, определенной по формуле (1), дает возможность сделать вывод о том, что направление движения бегущих по колесу волн деформации совпадает с направлением вращения рабочего колеса, что соответствует случаю развившихся автоколебаний.

В том случае, когда направление движения бегущих по колесу волн деформации будет противоположно направлению вращения рабочего колеса, в спектре корпусной вибрации будет присутствовать составляющая на диагностической частоте f_д2, определенной по формуле (2), что соответствует случаю возникновения резонансных колебаний, например, от вращающегося срыва.

Установив направление движения бегущих по колесу волн деформации, определяют вид аэроупругих колебаний, что позволяет принять меры, соответствующие обнаруженному виду аэроупругих колебаний; анализируют полученные результаты, строят график зависимости частоты собственных колебаний от частоты вращения ротора, облегчающий при дальнейших исследованиях процесс диагностики колебаний.

Способ был реализован в процессе стендовых испытаний при прочностной доводке компрессора малоразмерного ГТД, частота собственных колебаний лопаток рабочего колеса которого составляла более 1000 Гц.

Предварительно определили частоты собственных колебаний лопаток рабочего колеса для первой изгибной формы колебаний и для других низших форм колебаний и построили график зависимости диагностической частоты от измеренной частоты вращения (фиг.1).

В качестве динамического параметра для диагностики колебаний рабочего колеса турбомашины использовали корпусную вибрацию, для измерения которой использовали, например, 3 акселерометра АВС-117-02, установленные на корпусе компрессора и ориентированные в трех взаимно перпендикулярных направлениях (вертикальном, горизонтально-поперечном и осевом), и 2 акселерометра МВ-04-1 серии 2, установленные на корпусе компрессора и в районе задней подвески двигателя, ориентированные в вертикальном направлении. При этом для диагностики колебаний использовались вибропреобразователи, установленные на корпусе компрессора, а именно: АВС-117-02 - для автоколебаний, МВ-04-1 серии 2 - для резонансных колебаний.

Измерение вибрации вибропреобразователями АВС-117-02 производилось в единицах виброперегрузки (g), измерение вибрации вибропреобразователями МВ-04-1 серии 2 - в единицах виброскорости (мм/с). При этом выбор параметра вибрации определялся диапазоном частот, необходимым для анализа. Регистрация сигналов с указанных вибропреобразователей осуществлялась синхронно на цифровой регистратор сигналов MIC-300M.

В связи с тем, что при диагностике колебаний по корпусной вибрации не требуется регистрировать сигнал на частоте следования лопаток, то это позволило диагностировать колебания в более узком частотном диапазоне (до 4 кГц). При этом максимальная частота, необходимая для анализа, была в 4 раза меньше частоты, требуемой для диагностики колебаний способом, описанным в прототипе (до 16 кГц).

С помощью алгоритмов спектрального анализа преобразовывали вибрационной сигнал в амплитудно-частотный спектр, определяли диагностическую частоту f_д1, соответствующую автоколебаниям, по формуле (1) и диагностическую частоту f_д2, соответствующую резонансным колебаниям, по формуле (2).

Наблюдали за появлением в спектре корпусной вибрации составляющей на одной из диагностических частот f_д1 или f_д2, определенных по формулам (1) или (2) соответственно.

Спектр корпусной вибрации при нормальной работе ГТД определялся составляющей с частотой вращения первой роторной гармоники и составляющими, кратными от нее, а при достижении частот вращения ротора, на которых возникали автоколебания, кроме указанных выше составляющих имел составляющую на диагностической частоте с достаточно высоким темпом роста по амплитуде. Фиг.2 иллюстрирует установившиеся автоколебания. Характер вибрации полигармонический, в спектре доминируют 3 составляющие: генерируемая ротором f_p (640 Гц), составляющая на частоте колебаний в два раза превышающей частоту вращения ротора 2f_p (1280 Гц) и ярко выраженная, соизмеримая с роторной, составляющая на диагностической частоте f_д1=2710 Гц. Кроме того, видна слабо выраженная составляющая на частоте собственных колебаний лопаток компрессора f_m (1422 Гц).

На фиг.3 показан спектр корпусной вибрации при резонансных колебаниях. Составляющая спектра вибрации на частоте f_д2=277 Гц, по которой диагностировали наличие резонансных колебаний наиболее интенсивно проявляется (ее уровень в 2 раза превышает амплитуду роторной вибрации) по корпусу компрессора (канал_4_МВ ПО). По вибропреобразователю, удаленному от корпуса компрессора (канал_5_МВ ЗО) указанная составляющая не является доминирующей в спектре, амплитуда колебаний корпуса по ней не превышает шумовых составляющих спектра.

Диагностические частоты, на которых были зарегистрированы автоколебания f_д1=2710 Гц и резонансные колебания в компрессоре f_д2=277 Гц удалены друг от друга по оси частот (находятся в разных частотных диапазонах), что повышает надежность диагностики колебаний.

На фиг.4 показано распределение запасов газодинамической устойчивости (ГДУ) рассматриваемого малоразмерного ГТД, где видна зона, в которой компрессор не имеет требуемых запасов ГДУ. Поскольку в указанную зону попадает режим, на котором были зарегистрированы резонансные колебания (фиг.3), то это позволяет сделать вывод о том, что они вызваны вращающимся срывом в компрессоре. После появления компоненты на диагностической частоте f_д2=277 Гц последовал срыв в работе и останов двигателя.

На фиг.5 показан график зависимости частоты собственных колебаний рабочих лопаток от измеренной частоты вращения, построенный по экспериментально полученным данным для случаев возникновения автоколебаний (фиг.2) и резонансных колебаний от вращающегося срыва (фиг.3) в компрессоре малоразмерного ГТД (см. точки, нанесенные на график). Нижние точки на графике получены при возникновении автоколебаний, верхние - при резонансных колебаниях; и те и другие точки лежат на одной прямой, т.к. оба вида аэроупругих колебаний сопровождаются колебаниями рабочих лопаток по первой изгибной форме. Этот график использовали в процессе анализа при дальнейших исследованиях.

Изобретение позволило создать способ диагностики вида аэроупругих колебаний рабочего колеса турбомашины в режиме реального времени, обладающий более высокой надежностью и эффективностью, не допускающий, благодаря своевременной диагностике, возникновения опасных напряжений в лопатках турбомашины и используемый как в процессе ее опытной доводки, так и на этапе эксплуатации. Данный способ наиболее эффективен для малоразмерных ГТД, т.к. их конструкция либо не позволяет установить токосъемник и вывести препарацию для получения информации с вращающихся деталей и непосредственно измерить вибронапряжения в лопатках рабочих колес роторов, либо это неприемлемо по материальным затратам на техническую реализацию. В таких случаях наиболее доступной для анализа является информация с датчиков, расположенных на невращающихся деталях статора ГТД, из которых наиболее эффективны вибропреобразователи, позволяющие измерять корпусную вибрацию в требуемом диапазоне частот.

1. Способ диагностики колебаний рабочего колеса турбомашины, преимущественно малоразмерного газотурбинного двигателя, при котором преобразуют динамический сигнал с измерительного преобразователя в амплитудно-частотный спектр, наблюдают за составляющей спектра, характеризующей колебания лопаток с бегущими в направлении вращения колеса волнами деформации, и за составляющей спектра, характеризующей колебания лопаток с бегущими против направления вращения колеса волнами деформации, судят о направлении движения бегущих по колесу волн деформации, отличающийся тем, что преобразуют сигнал корпусной вибрации, наблюдают за появлением в спектре составляющей, характеризующей колебания лопаток с бегущими в направлении вращения колеса волнами деформации, на диагностической частоте, определяемой как сумма частоты собственных колебаний лопатки и частоты вращения рабочего колеса турбомашины, умноженной на число узловых диаметров собственной формы колебаний, или составляющей, характеризующей колебания лопаток с бегущими против направления вращения колеса волнами деформации, на диагностической частоте, определяемой как разность частоты собственных колебаний лопатки и частоты вращения рабочего колеса турбомашины, умноженной на число узловых диаметров собственной формы колебаний, судят о направлении движения бегущих по колесу волн деформации по наличию составляющей на одной из диагностических частот.

2. Способ по п.1, отличающийся тем, что наблюдают в частотном диапазоне, максимальная частота которого определяется как сумма частоты собственных колебаний лопатки и частоты вращения рабочего колеса турбомашины, умноженной на число узловых диаметров собственной формы колебаний.

3. Способ по п.1, отличающийся тем, что наблюдают в режиме реального времени.

4. Способ по п.1, отличающийся тем, что судят о возникновении автоколебаний по появлению в спектре составляющей, характеризующей колебания лопаток с бегущими в направлении вращения колеса волнами деформации.

5. Способ по п.1, отличающийся тем, что судят о возникновении резонансных колебаний от вращающегося срыва по появлению в спектре составляющей на диагностической частоте, характеризующей колебания лопаток с бегущими против направления вращения колеса волнами деформации.

6. Способ по п.1, отличающийся тем, что в качестве измерительного преобразователя используют акселерометр.