MONITORING OF THE FREQUENCY CHARACTERISTICS OF MARINE TURBO DIESEL ENGINE
Authors:
1.
Odessa National Maritime University, Ukraine
2.
Odessa National Maritime University, Ukraine
3.
Odessa National Maritime University, Ukraine
Type:
Article
Pages:
from 103
to 110
Status:
Published
Received:
20.04.2013
Accepted:
25.04.2013
Published:
25.04.2013
Subject area:
UDK 621.431.74
BBK 31.365
BBK 31.365
Language:
Russian
Keywords:
marine turbo diesel, revolutions per minute, diagnostics, discrete Fourier’s transformation, spectral analysis
Abstract (English):
The use of the methods of spectral analysis to evaluate the frequency characteristics of marine diesel engine with a turbocharger is considered. The spectral analysis of vibroacoustic signals of a diesel engine and a turbocharger makes it possible to determine their rotating speed and make a comprehensive diagnosis of technical condition by the amplitudes of the fundamental frequencies. The problem of eliminating the effect of "leakage" resulting from the discrete Fourier’s transformation is numerically solved
The use of the methods of spectral analysis to evaluate the frequency characteristics of marine diesel engine with a turbocharger is considered. The spectral analysis of vibroacoustic signals of a diesel engine and a turbocharger makes it possible to determine their rotating speed and make a comprehensive diagnosis of technical condition by the amplitudes of the fundamental frequencies. The problem of eliminating the effect of "leakage" resulting from the discrete Fourier’s transformation is numerically solved
Keywords:
marine turbo diesel, revolutions per minute, diagnostics, discrete Fourier’s transformation, spectral analysis
marine turbo diesel, revolutions per minute, diagnostics, discrete Fourier’s transformation, spectral analysis
Введение В связи с внедрением на дизелях систем электронного управления газораспределением и топливоподачей (common rail и vec), с повышением их моторесурса, топливной экономичности и «экологичности» современные средне- и высокооборотные дизели (СОД и ВОД) все чаще применяются на новых морских судах [1]. При этом на большинстве ВОД отсутствуют индикаторные краны, и, таким образом, отсутствует возможность их индицирования. Механизм газораспределения и форсунка на многих СОД и ВОД закрыты колпаками, под которыми во время работы происходит интенсивное разбрызгивание масла. Топливные системы высокого давления защищены двойными трубками. Современный судовой дизель становится все более «закрытым» для исследований и диагностики. В этом случае актуальным, на наш взгляд, является анализ виброакустических полей, источником которых являются разные узлы двигателя. Для некоторых блочных ВОД спектральный анализ виброакустических полей является единственной альтернативой. Нам удалость экспериментально установить закономерности в спектре колебаний дизеля (для цилиндровых гармоник) и газотурбонагнетателя ГТН (для лопаточных гармоник компрессора). Кроме определения частот вращения (особенно с высокой точностью это происходит для ГТН), спектральный анализ позволяет осуществлять комплексную оценку технического состояния подшипников и проточной части ГТН, а также приблизительный анализ неравномерности цилиндровых мощностей. Поскольку речь идет о численном анализе амплитуд и частот отдельных гармоник в спектре виброакустического сигнала, мы столкнулись с проблемой «утечки» [2] в дискретном преобразовании Фурье (ДПФ). Очевидно, что без решения этой проблемы производить какой-либо частотный, а тем более амплитудный анализ отдельных гармоник не имеет смысла [2, 3]. Контроль частотных характеристик ГТН На судовых дизель-генераторах, в отличие от главных дизелей, в большинстве случаев не устанавливаются тахометры турбин наддува, и виброакустический контроль частоты их вращения в минуту (RPM) является единственно применимым на практике методом. С помощью методов спектрального анализа, основанных на ДПФ, и последующего численного решения задачи устранения «утечки» в дискретном спектре можно определить частоту вращения ротора турбины и проанализировать тенденцию изменения амплитуды основной гармоники. Главной целью применения такого метода является непрерывный дистанционный контроль частот вращения ГТН и коленчатого вала (КВ) дизеля в задаче online-мониторинга режимов работы судовых дизелей и возможность поверки показаний штатных приборов. В [2] было показано, как с помощью амплитудного спектра виброакустического сигнала ГТН определить частоту вращения ротора турбины. Анализ источников [1−5] показывает, что в спектре виброакустического сигнала ГТН всегда присутствует гармоника на лопаточной частоте воздушного компрессора (частота вращения ротора ГТН × количество лопаток компрессора (рис. 1). 2948Hz /20 * 60 = 8844 rpm 147.4 Hz Рис. 1. Спектр виброакустического сигнала компрессора ГТН главного дизеля 6L80MCE Анализ рис. 1 показывает наличие кратных гармоник и субгармоник. Это означает, что необходимо вводить ограничения при поиске гармоники, соответствующей лопаточной частоте ГТН. Для этого необходимо знать частоту вращения ротора ГТН на номинальном режиме и количество лопаток компрессора. Так, для малооборотного главного судового дизеля (МОД) 6L80MCE частота вращения ротора турбины на номинальном режиме равна 9000 rpm. Тогда ожидаемая частота лопаточной гармоники на номинально режиме f(k) = 9000 RPM / 60 × 20 = 3000 Гц. Минимально и максимально возможные частоты вращения ГТН и, соответственно, частоты генерируемых сигналов можно принять следующими: f(k)min = 5000 RPM / 60 × 20 = 1666 Гц; f(k)max = 12000 RPM / 60 × 20 = 4000 Гц. На рис. 1 видно, что в указанном диапазоне существует только один четко выраженный максимум. Зафиксированная по спектру сигнала частота вращения ротора ГТН (в рамках принятых ограничений) составила: nГТН = 2948 Гц / 20 × 60 = 8844 RPM. Необходимо отметить, что для большинства исследованных дизелей амплитуда лопаточной гармоники компрессора ГТН в спектре была максимальной (как и на рис. 1) и ограничения на ее поиск можно было вводить только по нижним частотам. После определения основной частоты вращения ГТН можно произвести анализ амплитуды гармоники на основной частоте (рис. 1, гармоника на 147,4 Гц). Согласно положениям, сформулированным в [6], на основной частоте вращения ГТН появляются колебания в случае нарастающих дефектов подшипников турбины или в случае начала засорения проточной части. В случае, когда состояние проточной части и подшипников нормальное, гармоника на основной частоте вращения ГТН не будет выделяться на фоне основного спектра и определить ее непосредственно невозможно. На рис. 1 показана ситуация, когда амплитуда основной гармоники начинает возрастать. В данной ситуации турбина наддува дизеля 6L80MCE выработала свой ресурс между ремонтами и готовилась к профилактике, что и подтверждалось повышенным уровнем вибрации на основной частоте. Таким образом, сравнительный анализ амплитуд основных гармоник ГТН может дать комплексную диагностическую оценку состояния турбины (подшипников и проточной части). Такой анализ носит качественный характер. Для количественной диагностической оценки будет необходим анализ большего объема экспериментальных данных для каждого конкретного типа ГТН. Тем не менее, в качестве экспресс-анализа технического состояния ГТН в судовых условиях, предлагаемый метод, на наш взгляд, вполне подходит. Как показано выше, частота вращения ГТН определяется как деление лопаточной частоты компрессора на количество лопаток. Количество лопаток компрессорной части ГТН для исследованных типов турбин было от 16 (ЧН 25/34, NVD48) до 20 (VTR-340, VTR-240). Определение в спектре частоты гармоники можно производить с погрешностью, не превышающей 5 Гц [7], и, таким образом, относительная погрешность измерения частоты вращения ГТН во всех случаях не превышала 0,2 %, что позволяло калибровать штатные тахометры. Контроль частотных характеристик дизеля Анализ источников [1–5] и натурные испытания показывают, что в спектре виброакустического сигнала двигателя, в области низких частот (до 100 Гц), выделяется гармоника, соответствующая цилиндровой частоте вибрации корпуса. Для двухтактных дизелей МОД fсyl(2) = RPM / 60 × icyl. Для четырехтактных дизелей СОД и ВОД, с учетом одного оборота КВ на рабочий цикл и одного оборота на продувку цилиндра, fсyl(4) = (RPM / 60 icyl) / 2. В связи с дискретным представлением сигнала в спектре появляется несколько кратных гармоник, и в этом случае обязательно необходимо вводить ограничения «сверху» и «снизу» на поиск цилиндровой гармоники. Алгоритм формирования ограничений очевиден: вычисляется в герцах минимальная и максимальная возможные цилиндровые частоты, исходя из частоты вращения КВ на номинальном режиме. Так, для дизель-генератора Sulzer 8AL25/30, работающего по нагрузочной характеристике, частота вращения поддерживается равной 750 RPM (рис. 2). Рис. 2. Спектр звукового сигнала дизель-генератора СОД 8AL25/30 на нагрузочных режимах 240, 280, 320, 350 кВт fсyl = (750 / 60 × 8) / 2 = 50 Гц. С учетом максимально возможного кратковременного отклонения частоты не более ±5 % на рис. 2 показаны ограничения для поиска цилиндровой гармоники. Частота вращения коленчатого вала определяется по частоте цилиндровой гармоники: nКВ(4-тактн.) = 60 × fсyl(2) × 2 / icyl, nКВ(2-тактн.) = 60 × fсyl(4) / icyl. Частота вращения ротора ГТН определяется по частоте компрессорной гармоники: nГТН = 60 × f(k) / iлопаток. Испытания дизель-генератора были проведены на 4-х нагрузочных режимах: 240, 280, 320 и 350 кВт. В спектре сигнала были определены цилиндровые и лопаточные гармоники, с последующим уточнением их амплитуды и частоты путем устранения эффекта «утечки» в ДПФ. В результате были построены графики зависимости частот вращения КВ и ГТН от нагрузки в исследованном диапазоне (табл. 1, рис. 3, icyl = 8, iлопаток ГТН = 20). Таблица 1 Испытания дизель-генератора N, кВтfсyl, ГцnКВ, RPMf(k), ГцnГТН, RPM 24051,7775,53 50810 524 28051,67743 71711 151 32051,67743 95011 850 35051,5772,54 04512 135 10400 10800 11200 11600 12000 12400 T U R R P M 240 280 320 360 k W t 750 760 770 780 R P M Рис. 3. Мощность 8AL25/30 и частота вращения КВ в зависимости от частоты вращения ГТН Необходимо отметить, что статическая характеристика регулятора частоты вращения дизеля 8AL25/30 имеет наклон, который можно численно оценить. Это видно по уменьшающейся частоте вращения при увеличении нагрузки генератора. Зависимость мощности от частоты вращения ГТН, в выбранном диапазоне нагрузок, слабоквадратичная и, можно сказать, почти линейная. Устранение эффекта «утечки» В процессе анализа дискретного спектра виброакустических сигналов для оценки их частотных и амплитудных характеристик приходится решать задачу устранения эффекта «утечки». Этот эффект является следствием конечности анализируемой временной реализации и ее дискретного представления через аналогоцифровой преобразователь (АЦП). В качестве примера на рис. 4 представлены амплитудные спектры одного и того же синусоидального сигнала (A = 10 000) с целым (а) и нецелым (б) числом отсчетов на один период сигнала. а б Рис. 4. Эффект утечки ДПФ: а – σ = 0; б – σ ≠ 0 Эффект «утечки» или вытекания мощности из спектральных пиков на соседние спектральные линии считается одной из главных погрешностей ДПФ. Если частоту сигнала представить в виде γ = M/T, где T – период сигнала; M = n + σ, где n – целое, а 0 < σ < 1, то максимальные искажения амплитуды, частоты и фазы центральной гармоники и утечка мощности в соседние будут наблюдаться при σ = 0,5 [2]. Таким образом, если анализировать параметры исходного сигнала по его спектру, т. е. по центральной гармонике, то полученные амплитуда, частота и фаза будут искажены в случае нецелого количества отсчетов сигнала на его период. На практике для дискретной записи сигналов используют АЦП с выбранной и зафиксированной частотой дискретизации. Понятно, что число отсчетов на период никогда не будет целым, а значение σ будет меняться от 0 до 1 в зависимости от собственной частоты измеряемого сигнала, при этом будет меняться точность оценки параметров сигнала по центральной гармонике. Для уменьшения эффекта «утечки» наиболее широкое распространение получил метод оконных преобразований. Суть метода проста: для уменьшения разрывов на краях ряда с целью ослабления утечки нужно уменьшить амплитуду сигнала возле краев. Такое масштабирование осуществляется в ходе умножения реализации на окно специальной формы (табл. 2). В результате применения оконных функций спектр исходного сигнала может сильно исказиться, но при этом уменьшится зависимость амплитуды, частоты и фазы от значения σ. Это значит, что центральную гармонику можно использовать для приблизительной оценки параметров сигнала с некоторой постоянной погрешностью, которую можно учесть. Таблица 2 Оконные функции, применяемые для уменьшения эффекта «утечки» Окно Хемминга Окно Ханнинга Окно Кайзера Точнее можно устранить эффект «утечки» численным методом, основанным на обработке комплексных результатов ДПФ. В [2] предложено уточнить частоту m, фазу φ, и амплитуду A исходного сигнала по значениям двух максимальных гармоник в спектре . Для этого предлагается численно решить систему комплексных уравнений: , (1) где параметры k-й гармоники: ; , , . Коэффициенты гармоник можно представить в виде , где – комплексная функция, не зависящая от амплитуды, но зависящая от частоты и фазы: . Предлагаемую систему уравнений нужно решать в том случае, когда гармоники слева и справа от центральной не равны нулю (на практике больше заданной малой величины δ): . Если , то эффект утечки отсутствует и частота, амплитуда и фаза центральной гармоники соответствуют параметрам измеряемого исходного сигнала. Для всех исследованных случаев требовалось не более 5-и полных итераций для обеспечения заданной погрешности менее 0,5 % по частоте и фазе. При решении системы (1) для ситуации сильно выраженного эффекта утечки (σ ~ 0,5) потребовалось всего четыре полные итерации системы. Амплитуда и частота восстановлены до заданного в исходном сигнале значения (А1 = 0,8, w1 = 5,0) с точностью до 5-го знака после запятой. При этом амплитуда центральной (максимальной) гармоники в спектре после ДПФ до процедуры восстановления была равна A1’= = 0,521 (ошибка 35 %!). Ошибка в оценке частоты исходного сигнала по частоте центральной гармоники тоже может быть значительной. Она зависит от частоты АЦП и частоты исходного сигнала. С увеличением частоты АЦП она будет уменьшаться. Решение системы (1) не связано с выделением дополнительной памяти для хранения объемных массивов данных и расчетных коэффициентов, как в случае с быстрым преобразованием Фурье (БПФ). В связи с этим алгоритм может быть запрограммирован на современном DSP контроллере, реализующем БПФ. Несмотря на итерационное численное решение (1), такая процедура восстановления незначительно увеличивает общее время расчета и позволяет получить не только спектр сигнала, но и восстановленное значение основной частоты и амплитуды исследуемого сигнала. Заключение Рассмотренный метод определения частотных характеристик и комплексной диагностики судового дизеля с турбонаддувом имеет ряд преимуществ перед традиционными. В первую очередь это стоимость и простой способ инсталляции виброакустических датчиков. Постоянный анализ спектра виброскорости/ускорения блока цилиндров двигателя и ГТН дает возможность анализировать техническое состояние двигателя. Точность виброакустического определения частот ГТН и КВ выше точности применяемых на практике тахометров, особенно при определении частот вращения ГТН. Это объясняется тем, что происходит измерение не самих частот вращения, а частот, кратных количеству цилиндров или лопаток компрессора ГТН. Предлагаемый метод может быть использован в составе дублирующих систем непрерывного мониторинга (online) и диагностики судовых ДВС.
1. Voznickiy I. V. Kontrol' i diagnostika tehnicheskogo sostoyaniya sudovyh dizeley. - M.: Mortehinformreklama, 1984. - 233 s.
2. Otnes R., Enokson L. Prikladnoy analiz vremennyh ryadov. - M.: Mir, 1982. - 482 s.
3. Varbanec R. A. Analiz spektra vibroakusticheskih signalov toplivnoy apparatury sredneoborotnyh dizeley // Vіsnik Odes'kogo nacіonal'nogo mors'kogo unіversitetu. - 2006. - № 18. - S. 134-141.
4. Varbanec R. A., Kucherenko Yu. N., Golovan' A. I. Parametricheskaya diagnostika sudovoy dizel'noy energeticheskoy ustanovki v ekspluatacii // Aviacionno-kosmicheskaya tehnika i tehnologiya. - Har'kov: HAI, 2011. - № 10 (87). - S. 197-202.
5. Varbanec R. A., Ivanovskiy V. G. Monitoring rabochego processa sudovyh dizeley v ekspluatacii // Dvigateli vnutrennego sgoraniya. - Har'kov, 2004. - № 2 (5). - S. 138-141.
6. Solomatin S. Ya., Kraevskiy V. N., Kuz'min K. A. Osobennosti vibracionnogo sostoyaniya centrobezhnogo kompressora pri ostanove // Kompressornaya tehnika i pnevmatika. - 2012. - № 1. - S. 12-16.
7. RightMark Audio Analyzer: audio.rightmark.org.
