Глава 12 - Системы ГТД

12.3.4 - Контроль и диагностика по параметрам вибрации ГТД

Виброакустическая диагностика — один из методов технической диагностики ГТД, использующий в качестве диагностических сигналов механические колебания деталей и узлов, акустические колебания в твердых, жидких и газообразных средах. Методы виброакустической диагностики применяются при проектировании (на стадиях конструирования и доводки опытных образцов), производства, эксплуатации и ремонта двигателей [12.3.9.15].

Механические колебания (вибрации) обладают высокой информативностью и быстрой реакцией на изменения состояния деталей и узлов, а также высокой чувствительностью к дефектам на ранней стадии развития. Внедрение методов и средств виброакустической диагностики не требует разборки или доработки конструкции изделий, что очень важно при их эксплуатации [12.3.9.16].

Задачи виброакустической диагностики ГТД можно разделить на две группы.

Первая группа задач – определение технического состояния двигателя и его элементов, а также раннее обнаружение неисправностей для обеспе- чения требуемой надежности двигателя и уменьшения затрат, связанных с устранений последствий неисправностей. Эти задачи решают на этапе эксплуатации, при стендовых испытаниях, во время доводки и в производстве.

Вторая группа задач – оценка вибрационного состояния двигателя и его элементов с целью предупреждения неисправностей, вызванных колебаниями.

Под вибрационным состоянием двигателя понимают совокупность параметров, характеризующих вибрацию данного двигателя. Вибросостояние можно определить для данной точки двигателя, некоторой его зоны или двигателя в целом, а также для семейства двигателей. Вибросостояние определяют для некоторых режимов работы или множества режимов работы двигателя, а также различных условий эксплуатации [12.3.9.15].

12.3.4.1 - Параметры вибрации и единицы изменения

Вибрация представляет протекающий во времени процесс. При описании вибрации гармони- ческим законом:

x(t) = A sin(ω t + χ)

(12.3.4-1)

используется три независимых параметра: ампли-

òóäà À, круговая частота ω и начальная фаза χ. Круговая частота ω (рад/с) представляет число полных колебаний за 2π секунд. Полный цикл совершается за время Ò, называемое периодом колебаний. Количество полных колебаний в единицу времени представляет частоту колебаний f (Гц). Между этими параметрами существует связь:

f = 1/Ò
ω = 2π f = 2π / Ò	(12.3.4-2)

В некоторых случаях частота колебаний может также характеризоваться частотой вращения соответствующего узла двигателя n (ñåê-1). Ïðè ýòîì:

ω = nπ/ 30
f = n /60	(12.3.4-3)

Фаза измеряется в радианах или угловых градусах (1 рад = 57,2950).

Единицы измерения уровня вибрации зависят от измеряемой величины. Амплитуду вибросмещения Õ измеряют в миллиметрах или микронах, виброскорость V - в миллиметрах в секунду, виброускорение W - в метрах в секунду в квадрате.

Вибрация так же может выражаться в относительных единицах – децибелах. Тогда уровни колебаний соответственно вибросмещения LX (дБ), виброскорости LV (дБ) и виброускорения LW (дБ) определяются следующим образом:

LX = 20 lg (X / XÏÎÐ),	(12.3.4 - 4)
LV = 20 lg (V / VÏÎÐ),	(12.3.4 - 5)
Lw = 20 lg (W / WÏÎÐ),	(12.3.4 - 6)

ãäå XÏÎÐ, VÏÎÐ, WÏÎÐ – пороговые значения (в соответствии со Стандартом ИСО–1683 XÏÎÐ 10-12 ì,

VÏÎÐ 10-9 ì/ñ, WÏÎÐ 10-6 ì/ñ2, приведенные к круговой частоте ω = 1000 ðàä/ñ (f0 159 Ãö).

Для измерения виброускорения чаще используется безразмерная величина виброперегрузки Êg, представляющая отношение измеренного виброускорения W к ускорению силы тяжести g:

Êg = W/g

(12.3.4-7)

Параметры уровня вибрации связаны между собой соотношениями:

(12.3.4-8)

773

Глава 12 - Системы ГТД

Вышеперечисленные параметры применяются для описания отдельных гармонических составляющих вибрации. В случае сложной вибрации, которая не описывается простым соотношением (12.3.4-1), для характеристики вибрации применяют пиковое значение xÏÈÊ, эффективное значение xÝÔ и среднее значение xÑÐ, которые выражаются соотношениями:

xÏÈÊ = max |x|								(12.3.4-9)
	1		to +T
xэô =			t∫		x2	(t)dt		(12.3.4-10)
	T
			o
								(12.3.4-10)

Пиковое значение вибросмещений представляет максимальное отклонение колеблющегося тела и может использоваться, например, при определении зазора между совершающими колебания телами. Пиковое значение виброускорения характеризует максимальные значения инерционных сил. Эффективное и среднее значения используются для оценки общей интенсивности вибрации.

Пиковые значения применяют при анализе гармонической вибрации, поскольку в этом случае они определяют амплитудные значения процесса. Для сложного процесса вибрации пиковые значе- ния дают ограниченную информацию, т.к. они описывают процесс в отдельные моменты времени без учета взаимосвязи между ними. Тем не менее, применение пиковых значений для сложного процесса вибрации полезно в тех случаях, когда требуется, например, получить информацию о максимальных относительных вибросмещениях ротора и статора двигателя для анализа зазоров между ними.

Средние и эффективные значения применяются для анализа вибрации, которая не является синусоидальной и может быть, например, случайной. Величина эффективного значения оценивает общую интенсивность вибрации и пропорциональна энергии колебаний [12.3.9.17, 12.3.9.18, 12.3.9.19].

12.3.4.2 - Статистические характеристики вибрации

При изучении вибрации авиационного двигателя практически не удается при повторных измерениях получить совпадающие или достаточно близкие значения измеряемых величин. Это про-

исходит даже в том случае, когда вибрационные исследования (вибрографирование) производится на одном и том же экземпляре двигателя, казалось бы, в одинаковых условиях, и фиксируется вибрация только с частотами первых роторных гармоник. Причина такого явления связана с влиянием на уровень вибрации крайне широкого набора внешних и внутридвигательных факторов. Учесть все факторы при выполнении измерения невозможно. Например, атмосферные условия можно контролировать, но ими нельзя управлять.

О характере разбалансировки роторов на рабочих режимах – основном источнике роторной вибрации – имеется лишь приближенное представление. Характер разбалансировки будет зависеть как от последовательности и длительности работы двигателя на рабочих режимах, так и от длительности стоянки двигателя перед запуском и положения ротора, в котором он находился при остывании.

Существенное влияние на упругие и диссипативные свойства силовой схемы двигателя и, соответственно, на уровень вибрации оказывают нестационарные тепловые поля в деталях и узлах двигателя. Учесть их воздействия на величину вибрации оказывается невозможным в виду отсутствия в настоящее время достаточно адекватных моделей теплового состояния для двигателя в целом.

Наконец, в зависимости от множества внешних и внутренних факторов в колебательной системе двигателя будут в различной степени проявляться нелинейные эффекты (например, в контактных взаимодействиях во фланцевых соединениях корпусов или тел качения в подшипниках), которые приведут к различной степени взаимовлияния и модуляции гармонических составляющих спектра вибрации.

Ввиду сложности конструкции двигателя и множества причин, влияющих на его вибрацию, перечисление всех возможных причин и их учет при измерении вибрации вряд ли возможен. Нестабильность амплитуды, фаз и частот, составляющих вибрации заставляет рассматривать вибрацию как случайный процесс. Примеры случайного поведения вибрации показаны на Рис. 12.3.4.2_1.

Несмотря на случайный характер отдельных измерений вибрации, по множеству измерений, полученных при многократно повторенных опытах, можно определить средние величины, которые с некоторой вероятностью будут характеризовать конкретную реализацию измеренной вибрации. При статистическом подходе результат измерения вибрации х рассматривается как случайная вели- чина. Для ее описания применяется функция плот-

774

Глава 12 - Системы ГТД

Рисунок 12.3.4.2_1 - Пример случайного поведения вибрации ГТД

ности вероятности распределения значений ð(õ). Эта функция принимает значения, равные вероятности попадания значения вибрации õ в бесконеч- но малый интервал dx (ñì. Ðèñ. 12.3.4.2_2), ïðè- ÷åì:

(12.3.4-12)

В качестве характеристик случайной величи- ны õ вибрации используют среднее значение:

(12.3.4-13)

и среднеквадратичное отклонение:

(12.3.4-14)

Рисунок 12.3.4.2_2 - Плотность распределения вероятностей

показывает степень разброса возможных значений вибрации относительно средней величины mX.

Если имеется набор из n измеренных значе- ний вибрации xi, i = 1,…, n, то среднее значение mX оценивается величиной:

Среднее значение mX характеризует величину,		(12.3.4-15)
около которой группируются измеренные величи-

ны вибрации, а среднеквадратичное отклонение σX

775

Глава 12 - Системы ГТД

а среднеквадратичное отклонение – величиной:

(12.3.4-16)

Для оценки разброса значений вибрации применяется также коэффициент вариации амплитуды вибрации:

η = σX / mX

(12.3.4-17)

Для первых гармоник роторов величина η составляет примерно 0,15…0,25. С ростом вибрации коэффициент вариации несколько падает, а при малых уровнях – несколько увеличивается [12.3.9.20].

12.3.4.3 - Причины возникновения вибрации в ГТД

Вызывающие вибрацию нагрузки, действующие в ГТД, обусловлены принципом действия

èособенностями конструкции турбокомпрессора, представляющего собой лопаточную роторную машину и составляющего основу современного ГТД, а также условиями эксплуатации СУ на ЛА. Внешние и внутренние возмущающие силы имеют в основном механическое и газодинамическое (аэромеханическое) происхождение. Поведение системы под действием этих нагрузок может быть проанализировано на основе изучения вибрационного спектра, являющегося совокупностью простых гармонических колебаний, на которые может быть разложено сложное колебательное движение различных точек двигателя.

Спектр вибрации ГТД имеет, как правило, комбинированную структуру (см. Рис. 12.3.4.3_1)

èпредставляет собой сумму широкополосного вибрационного шума (фона) и линейчатого спектра, состоящего из ряда дискретных гармонических составляющих. Наибольший вклад в образование фона вносят возмущающие нагрузки, имеющие аэродинамическую природу; дискретные же составляющие обусловлены силами как механического, так и газодинамического происхождения [12.3.9.18, 12.3.9.21, 12.3.9.22]. Спектр вибрации определяется частотами: роторной вибрацией; вибрацией аэродинамического происхождения; вибрацией, вызванной акустическим шумом; вибрацией, возбуждаемой зубчатыми соединениям и подшипниками, вибрацией агрегатов.

Рисунок 12.3.4.3_1 - Спектр вибрации ГТД 1 – дискретные составляющие; 2 – вибрационный шум

Роторная вибрация

Основной источник вибрации ГТД – вращающийся ротор турбокомпрессора. Основная вибрация возникает обычно с частотой вращения ротора n (измеряется в сек-1) и носит название первой (основной) роторной гармоники.

Ряд особенностей (см. раздел 14.6) и, в частности, присущая любой реальной системе нелинейность, приводит к появлению дополнительных вибрационных составляющих, частоты которых кратны частоте основной гармоники:

f = i n

(12.3.4-18)

ãäå i – порядок гармоники [12.3.9.15, 12.3.9.21, 12.3.9.22].

Вибрация аэродинамического происхождения

Основной источник этой вибрации – лопаточ- ные узлы ГТД (вентилятор, компрессор и турбина). Данный вопрос подробно рассматривается в разделе 14.4. В результате появляются составляющие с частотами:

f = zn

(12.3.4-19)

ãäå z – число лопаток РК или НА (СА) ступени компрессора (турбины).

Кроме этих составляющих из-за отклонения в геометрии лопаточных решеток при изготовлении (например, при различном межлопаточном расстоянии); деформации лопаток под действием центробежных и газовых сил, появления забоин, вмятин, коробления, эрозионного изнашивания возникают составляющие с частотами:

776

Глава 12 - Системы ГТД

Рисунок 12.3.4.3_2 - Спектрограмма вибрации вентилятора ГТД

А – амплитуда; Z – число лопаток

f = zn ± in

(12.3.4-20)

ãäå i = 1, 2, 3,... (ñì. Ðèñ.12.3.4.3_2).

Суммарное действие аэродинамических сил и моментов на ротор приводит вследствие указанных выше причин к возникновению аэродинамической неуравновешенности, проявляемой в спектре вибраций на тех же частотах, что и при вибрации от массового дисбаланса. Интенсивность этих составляющих растет с ростом степени двухконтурности, достигая своих максимальных значений у вентиляторов и винтов ГТД [12.3.9.15, 12.3.9.18, 12.3.9.21, 12.3.9.22].

Вибрация, вызванная акустическим шумом

Источником вибрации ГТД может являться также акустический шум, не только генерируемый компрессором и турбиной, но и возникающий при работе входного устройства, выхлопного устройства и КС. Возникновение вибрации в этих случа- ях связано с турбулизацией потока, которая возникает при его движении вдоль стенок воздушных каналов, обтекании стоек и других препятствий, смешении с окружающим воздухом, горении, а такие воздействии бокового ветра и атмосферной турбулентности.

Для входного устройства характерна вибрация, возникающая при взаимодействии турбулентной струи со стенками воздухозаборника и обтекании стоек. Происходящие процессы могут существенно интенсифицироваться неоднородностью потока, вызываемой боковым ветром и атмосферной турбулентностью.

Для выхлопного устройства характерно появление вибрации из-за смешения реактивной струи с окружающим воздухом и взаимодействия возникающей турбулизации со скачками уплотнения в струе.

В КС при нормальном горении, кроме широкополосного шума, обусловленного вихревыми эффектами, возникают составляющие с частотой продольных колебаний столба газа. В некоторых случаях возможно появление режима вибрационного горения, имеющего автоколебательный характер. Причиной подобного явления может стать интенсивная турбулизация потока на входе в КС, а также особенности горения ТВС, вызванные неравномерностью подачи топлива, изменением ка- чества распыла и т.д. [12.3.9.18, 12.3.9.21,12.3.9.22].

Вибрация, возбуждаемая зубчатыми соединениями

Ряд особенностей имеет процесс генерации вибрации зубчатыми передачами. Такие передачи имеются в редукторах турбовинтовых и турбовальных двигателей, а также на любом типе двигателей и системе приводов. Кроме роторной вибрации, вызванной неуравновешенностью вращающихся элементов зубчатых передач (частота этих дискретных составляющих спектра f = in), возникает вибрация, определяемая взаимодействием зубьев. При работе зацепления каждый зуб подвергается периодическому силовому воздействию, приводящему к возникновению вибрации с частотой пересопряжения зубьев:

f = izn

(12.3.4-21)

ãäå z – число зубьев соответствующего зубчатого колеса;

i – порядок гармоники.

В процессе контакта взаимное движение зубьев сопровождается трением качения и трением скольжения, причем последнее имеет большую интенсивность. Силы трения приводят к возбуждению широкополосного вибрационного шума.

Большую роль играет также возбуждение вибрации, вызываемое различными погрешностями изготовления зубчатых передач, деформациями, возникающими в процессе работы, а также неисправностями, появляющимися в процессе эксплуатации двигателя.

Циклические погрешности зацепления могут быть разложены по частотным составляющим. Соответствующие компоненты спектра вибрации определяются с учетом скорости вращения зубчато-

777

Глава 12 - Системы ГТД

го колеса. Влияние деформаций зубьев и других элементов зубчатых передач может быть учтено таким же образом.

Возникающие в процессе эксплуатации дефекты приводят к изменению интенсивности различных составляющих спектра и вибрационного шума, а также возникновению новых спектральных составляющих. Например, при интенсивном изнашивании, выкрашивании или поломке зуба появляются «боковые» частоты f = (z ± 1) n, свидетельствующие об амплитудной модуляции частоты пересопряжения зубьев частотой вращения зубчатого колеса.

В некоторых зубчатых зацеплениях (например, в зацеплениях, имеющихся в приводах агрегатов) из-за малых передаваемых нагрузок может возникнуть режим соударения зубьев, который приводит к размыванию дискретных составляющих, увеличению широкополосного шума, а также появлению комбинационных частот типа f = (z ± 1)n .

Все перечисленные возбуждающие нагрузки могут также вызвать резонансные колебания с ча- стотами, определяемыми упруго-инерционными свойствами элементов редуктора (зубьев, валов и т.д.) [12.3.9.18, 12.3.9.21,12.3.9.22].

Вибрация, возбуждаемая подшипниками

Вибрация, возникающая при работе подшипниковых узлов, имеет достаточно сложную структуру и определяется большим числом факторов. Одна из основных причин вибрации – геометрические погрешности, возникающие в процессе изготовления и монтажа, а также при силовом нагружении. К основным погрешностям изготовления относятся волнистость дорожек качения, овальность, гранность и разноразмерность тел качения, искажение формы сепаратора, его неуравновешенность и т. д. Эти отклонения формы приводят к появлению дискретных составляющих спектра, определяемых параметрами погрешности и основными геометрическими размерами подшипника.

Например, вследствие волнистости возникают колебания с частотой:

(12.3.4-22)

ãäå dØ – диаметр шариков;

DO – диаметр окружности, проходящей через центры тел качения;

b – угол контакта; zØ – число шариков;

z – число волн на дорожке;

b – наибольший общий делитель между

числами zØ è zÂ;

n – частота вращения вала.

Знак «+» в этом выражении берется для наружного кольца, а знак «-» – для внутреннего. Гранность обусловливает вибрацию с частотой

(12.3.4-23)

ãäå zà – число граней,

а неуравновешенность сепаратора:

(12.3.4-24)

При монтаже и силовом нагружении подшипника появляются перекосы, меняются зазоры, усиливается неравномерность распределения нагрузки между телами качения. Это вызывает интенсификацию вибрации с указанными частотами, а также появление спектральных составляющих с частотой:

(12.3.4-25)

из-за смещения оси ротора и периодических изменений жесткости подшипника при перекатывании тел качения.

Трение, имеющееся в подшипнике, способствует образованию широкополосного вибрационного шума. Этот шум усиливается при возникновении повышенных зазоров из-за соударения тел качения и ротора, а также при развитии неисправностей.

Вибросигнал, генерируемый подшипником, особенно при возникновении таких дефектов, как выкрашивание беговых дорожек, имеет импульсный характер. В первом приближении форма этих импульсов может быть описана выражением вида:

S(t) = Ue(-a t) sin(pt + ϕ)

(12.3.4-26)

ãäå U – амплитуда импульса;

α – декремент колебаний соударяемых деталей; p – собственная частота колебаний детали; ϕ– начальная фаза колебаний.

778