WO2020099336A1 - Vorrichtung und verfahren zur ermittlung des zustandes mindestens einer zahnpaarung und / oder mindestens eines zahnes in einem mechanischen system - Google Patents

Vorrichtung und verfahren zur ermittlung des zustandes mindestens einer zahnpaarung und / oder mindestens eines zahnes in einem mechanischen system Download PDF

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WO2020099336A1
WO2020099336A1 PCT/EP2019/080891 EP2019080891W WO2020099336A1 WO 2020099336 A1 WO2020099336 A1 WO 2020099336A1 EP 2019080891 W EP2019080891 W EP 2019080891W WO 2020099336 A1 WO2020099336 A1 WO 2020099336A1
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tooth
damage
vibration
teeth
pair
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PCT/EP2019/080891
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Sebastian DR. NOWOISKY
Noushin MOKHTARI MOLK ABADI
Mateusz Grzeszkowski
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Rolls-Royce Deutschland Ltd & Co Kg
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/80—Diagnostics

Definitions

  • the present disclosure relates to a method for determining the state of at least one pair of teeth and / or at least one tooth in a mechanical system with the features of claim 1 and a device for determining the state of at least one pair of teeth and / or at least one tooth in a mechanical system System with the features of claim 10.
  • Tooth connections in mechanical systems e.g. in gearboxes or spline connections are subject to increased wear, particularly due to the mechanical loads. This is particularly evident on the tooth flanks and / or on the tooth base.
  • vibration data of the mechanical system are initially recorded by at least one vibration sensor.
  • the vibration data here include different frequency ranges of mechanical oscillations or vibrations, e.g. also structure-borne noise.
  • the vibration data is then kinematically or geometrically assigned to the at least one tooth pair and / or the at least one tooth as the source of at least one vibration pattern using rotation angle data, the at least one vibration pattern being characteristic of mechanical damage to the at least one tooth pair and / or the at least one tooth .
  • the rotation angle data can e.g. be obtained on a driving shaft of the tooth pairing. As a result, it is then known at which point in time which tooth is in the mechanical system.
  • a computer model is then used to determine what type of damage is and a corresponding signal, in particular the selection of a damage model, to characterize the actual state of the at least one pair of teeth and / or the at least one tooth. This can be used to determine the damage to a specific pair of teeth and / or to a specific tooth.
  • the computer model is trained by means of machine learning using mechanical damage events. Different damage to the teeth of the mechanical system cause different vibration patterns, which can be determined and differentiated using a classification of machine learning.
  • the at least one vibration sensor is designed as an acceleration sensor or structure-borne noise sensor, the latter relevant frequency ranges are adjusted.
  • the assignment of a vibration pattern to a specific damage can be done on the basis of the frequency of the vibrations.
  • a transmission parameter in particular the oil temperature, the transmission temperature and / or the torque, can be taken into account in a signal analysis.
  • These transmission parameters all have an influence on possible damage, so that an improved classification is possible. It is also possible to carry out the signal analysis in the time and / or frequency range, as well as in the rotation angle and / or order range. It is e.g. known that pitting or scuffing leads to massive changes in the amplitude of the sidebands. In signal analysis e.g.
  • a threshold value can be defined which compensates for the non-linear temperature dependence of the oil viscosity as an influencing variable.
  • Condition indicators are conceivable in the time domain, e.g. Peak2Peak, Kurtosis, Residual RMS, Crest Factor.
  • the comparability of the signal analyzes is determined by similar operating conditions e.g. similar torque and temperatures reached.
  • the signal analysis can also use an estimation algorithm, in particular an extended Kalman filter for estimating the dominant vibration-Flarmonic and for separating non-linear vibration influences, which result from local damage.
  • an estimation algorithm in particular an extended Kalman filter for estimating the dominant vibration-Flarmonic and for separating non-linear vibration influences, which result from local damage.
  • a gradient estimate from historical data can be used to determine the progress of the damage to the teeth. It is known from comparable mechanical systems and / or load profiles with what dynamics certain damages spread, in particular when certain limit values are exceeded.
  • one embodiment of the method to automatically start with the actual state of the at least one tooth pairing and / or the at least one tooth and with historical data and a subsequent trend analysis To determine the lifetime model of the mechanical system. For example, a prediction using the lifetime model can thus be made adaptively for controlling or regulating the mechanical system, in particular a transmission. It is possible, for example, that an impending break on a tooth is determined and preventive maintenance of the corresponding gear is automatically initiated.
  • the object is also achieved by a device with the features of claim 10, which is used in particular in connection with a gas turbine engine with the features of claim 11.
  • a gas turbine engine e.g. an aircraft engine.
  • a gas turbine engine may include a core engine that includes a turbine, a combustor device, a compressor, and a core shaft connecting the turbine to the compressor.
  • a gas turbine engine may include a fan (with fan blades) positioned upstream of the core engine.
  • the gas turbine engine can comprise a transmission which is driven via the core shaft and whose output drives the fan in such a way that it has a lower rotational speed than the core shaft.
  • the input for the transmission can take place directly from the core shaft or indirectly via the core shaft, for example via a spur shaft and / or a spur gear.
  • the core shaft may be rigidly connected to the turbine and compressor so that the turbine and compressor rotate at the same speed (with the fan rotating at a lower speed).
  • the gas turbine engine described and / or claimed herein can have any suitable general architecture.
  • the gas turbine engine may have any desired number of shafts that connect turbines and compressors, such as one, two, or three shafts.
  • the turbine connected to the core shaft can be a first only by way of example Turbine, the compressor connected to the core shaft can be a first compressor and the core shaft can be a first core shaft.
  • the core engine may further include a second turbine, a second compressor, and a second core shaft connecting the second turbine to the second compressor.
  • the second turbine, the second compressor, and the second core shaft may be arranged to rotate at a higher speed than the first core shaft.
  • the second compressor may be positioned axially downstream of the first compressor.
  • the second compressor can be arranged to receive a flow from the first compressor (for example, to take up directly, for example via a generally annular channel).
  • the transmission may be configured to be driven by the core shaft configured to rotate (e.g., in use) at the lowest speed (e.g., the first core shaft in the example above).
  • the transmission may be configured to be driven only by the core shaft configured to rotate (e.g., in use) at the lowest speed (e.g., only the first core shaft and not the second core shaft in the example above) ).
  • the transmission can be designed such that it is driven by one or more shafts, for example the first and / or the second shaft in the example above.
  • a combustor may be provided axially downstream of the fan and the compressor (or compressors).
  • the burner device can be located directly downstream of the second compressor (for example at the outlet thereof) if a second compressor is provided.
  • the flow at the outlet of the compressor can be supplied to the inlet of the second turbine if a second turbine is provided.
  • the burner device may be provided upstream of the turbine (s).
  • each compressor e.g. the first compressor and the second Compressors as described above
  • Each stage can include a series of rotor blades and a series of stator blades, which can be variable stator blades (ie the angle of attack can be variable).
  • the row of rotor blades and the row of stator blades can be axially offset from one another.
  • the or each turbine may include any number of stages, for example multiple stages.
  • Each stage can include a series of rotor blades and a series of stator blades.
  • the row of rotor blades and the row of stator blades can be axially offset from one another.
  • Each fan blade may have a radial span that extends from a foot (or hub) at a radially inner gas-swept location or from a 0% span position to a 100% span tip.
  • the ratio of the radius of the fan blade on the hub to the radius of the fan blade on the tip can be less than (or on the order of): 0.4, 0.39, 0.38, 0.37, 0.36, 0 , 35, 0.34, 0.33, 0.32, 0.31, 0.3, 0.29, 0.28, 0.27, 0.26 or 0.25.
  • the ratio of the radius of the fan blade at the hub to the radius of the fan blade at the tip can be in a closed range limited by two values in the previous sentence (i.e. the values can form upper or lower limits).
  • the hub-to-tip ratio can be commonly referred to as the hub-to-tip ratio.
  • the radius at the hub and the radius at the tip can both be measured at the front edge (or the axially most forward edge) of the blade.
  • the hub-to-tip ratio refers to the portion of the fan blade over which gas flows, i.e. H. the section that is radially outside of any platform.
  • the radius of the fan can be measured between the centerline of the engine and the tip of the fan blade on its front edge.
  • the diameter of the fan (which can generally be twice the radius of the fan) can be greater than (or on the order of): 250 cm (about 100 inches), 260 cm (about 102 inches), 270 cm (about 105 inches), 280 cm (about 110 inches), 290 cm (about 115 inches), 300 cm (about 120 inches), 310 cm (about 122 inches), 320 cm (about 125 inches), 330 cm (about 130 inches), 340 cm (about 135 inches), 350 cm (138 inches), 360 cm (about 140 inches), 370 cm (about 145 inches), 380 cm (about 150 inches) or 390 cm ( about 155 inches).
  • the fan diameter can be in a closed range, which is limited by two of the values in the previous sentence (ie the values can form upper or lower limits).
  • the speed of the fan can vary during operation. In general, the speed is lower for fans with a larger diameter.
  • the fan speed under constant speed conditions may be less than 2500 rpm, for example less than 2300 rpm.
  • the fan speed may be in the range of 1200 cm to 380 cm in the range of 1200 rpm to 2000 rpm, for example in the range of 1300 rpm, under constant speed conditions for an engine with a fan diameter in the range from 320 cm to 380 cm. min to 1800 rpm, for example in the range from 1400 rpm to 1600 rpm.
  • a fan peak load can be defined as dH / U peak 2 , where dH is the enthalpy increase (e.g. the average 1-D enthalpy increase) across the fan and U peak is the (translation) speed of the fan tip, e.g. at the front edge of the tip , (which can be defined as the fan tip radius at the front edge multiplied by the angular velocity).
  • the peak fan load at constant speed conditions can be more than (or of the order of magnitude) of): 0.3, 0.31, 0.32, 0.33, 0.34, 0.35, 0.36, 0.37, 0.38, 0.39 or 0.4 (where all units in this section are Jkg 1 K 1 / (ms 1 ) 2 ).
  • the peak fan load can be in a closed range that is limited by two of the values in the previous sentence (ie the values can form upper or lower limits).
  • Gas turbine engines in accordance with the present disclosure may have any desired bypass ratio, the bypass ratio being defined as the ratio of the mass flow rate of flow through the bypass channel to the mass flow rate of flow through the core at constant speed conditions.
  • the bypass ratio can be more than (or on the order of): 10, 10.5, 11, 11, 5, 12, 12.5, 13, 13.5, 14, 14.5, 15, 15, 5, 16, 16.5 or 17 are (lying).
  • the bypass ratio can be in a closed range limited by two of the values in the previous sentence (i.e. the values can be upper or lower limits).
  • the bypass channel can be essentially ring-shaped.
  • the bypass duct can be located radially outside the core engine.
  • the radially outer surface of the bypass channel can be defined by an engine nacelle and / or a fan housing.
  • the total pressure ratio of a gas turbine engine described and / or claimed herein can be defined as the ratio of the dynamic pressure upstream of the fan to the dynamic pressure at the outlet of the centrifugal compressor (before entering the combustor device).
  • the total pressure ratio of a gas turbine engine described and / or claimed herein at constant speed may be more than (or on the order of): 35, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 75 (lie).
  • the total pressure ratio can be in a closed range limited by two of the values in the previous sentence (i.e. the values can be upper or lower limits).
  • the specific thrust of an engine can be defined as the net thrust of the engine divided by the total mass flow through the engine. Under constant speed conditions, the specific thrust of an engine described and / or claimed here less than (or on the order of): 1 10 N kg 1 s, 105 N kg 1 s, 100 N kg 1 s, 95 Nkg 1 s, 90 Nkg 1 s , 85 N kg 1 s or 80 N kg 1 s.
  • the specific thrust can be in a closed range limited by two of the values in the previous sentence (ie the values can be upper or lower limits). Such engines can be particularly efficient compared to conventional gas turbine engines.
  • a gas turbine engine described and / or claimed herein can have any desired maximum thrust.
  • a gas turbine described and / or claimed herein can produce a maximum thrust of at least (or on the order of): 160 kN, 170 kN, 180 kN, 190 kN, 200 kN, 250 kN , 300 kN, 350 kN, 400 kN, 450 kN, 500 kN or 550 kN.
  • the maximum thrust can be in a closed range limited by two of the values in the previous sentence (i.e. the values can be upper or lower limits).
  • the thrust referred to above may be the maximum net thrust under standard atmospheric conditions at sea level plus 15 ° C (ambient pressure 101.3 kPa, temperature 30 ° C) with static engine.
  • the temperature of the flow at the inlet of the high pressure turbine can be particularly high.
  • This temperature which can be referred to as TET
  • TET can be measured at the exit to the combustion device, for example immediately upstream of the first turbine blade, which in turn can be referred to as a nozzle guide blade.
  • the TET can be at least (or in the order of magnitude): 1400 K, 1450 K, 1500 K, 1550 K, 1600 K or 1650 K (lie).
  • the constant speed TET can be in a closed range limited by two of the values in the previous sentence (ie the values can be upper or lower limits).
  • the maximum TET in use of the engine can be, for example, at least (or in the order of magnitude): 1700 K, 1750 K, 1800 K, 1850 K, 1900 K, 1950 K or 2000 K (lie).
  • the maximum TET can be in a closed range that is limited by two of the values in the previous sentence (ie the values can form upper or lower limits).
  • the maximum TET can for example in a condition of high thrust, for example in an MTO condition (MTO - maximum take-off thrust - maximum start thrust).
  • a fan blade and / or aerofoil of a fan blade described and / or claimed herein can be made from any suitable material or combination of materials.
  • at least part of the fan blade and / or the blade can be made at least partially of a composite, for example a metal matrix composite and / or a composite with an organic matrix, such as, for example, B. carbon fiber.
  • at least part of the fan blade and / or the blade can be made at least partly of a metal, such as. B. a titanium-based metal or an aluminum-based material (such as an aluminum-lithium alloy) or a steel-based material.
  • the fan blade may include at least two areas that are made using different materials.
  • the fan blade may have a front protective edge that is made using a material that is more resistant to impact (e.g., birds, ice, or other material) than the rest of the blade.
  • a leading edge can be made, for example, using titanium or a titanium-based alloy.
  • the fan blade may have a carbon fiber or aluminum based body (such as an aluminum-lithium alloy) with a titanium front edge.
  • a fan described and / or claimed herein may include a central portion from which the fan blades may extend, for example in a radial direction.
  • the fan blades can be attached to the central section in any desired manner.
  • each fan blade can include a fixation device that can engage a corresponding slot in the hub (or disc).
  • a fixing device in the form of a dovetail, which can be inserted and / or brought into engagement with a corresponding slot in the hub / disc for fixing the fan blade, can be present only as an example.
  • the fan blades can be integral be formed with a central section. Such an arrangement can be referred to as a blisk or a bling. Any suitable method can be used to make such a blisk or bling.
  • at least some of the fan blades can be machined out of a block and / or at least some of the fan blades can be welded, e.g. B. linear friction welding, attached to the hub / disc.
  • VAN Very Area Nozzle - nozzle with a variable cross-section
  • Such a nozzle with a variable cross section can allow the output cross section of the bypass channel to be varied during operation.
  • the general principles of the present disclosure may apply to engines with or without a VAN.
  • the fan of a gas turbine which is described and / or claimed here, can have any desired number of fan blades, for example 16, 18, 20 or 22 fan blades.
  • Constant Speed Conditions mean the constant speed conditions of an aircraft to which the gas turbine engine is attached. Such constant speed conditions can conventionally be defined as the conditions during the middle part of the flight, for example the conditions to which the aircraft and / or the engine is exposed between (in terms of time and / or distance) the end of the climb and the start of the descent. will.
  • the forward speed at the constant speed condition at any point may range from Mach 0.7 to 0.9, for example 0.75 to 0.85, for example 0.76 to 0.84, for example 0.77 to 0 , 83, for example 0.78 to 0.82, for example 0.79 to 0.81, for example in the order of Mach 0.8, in the order of Mach 0.85 or in the range of 0.8 to 0, 85 lie.
  • Any one Speed within these ranges can be the constant speed condition.
  • the constant speed condition may be outside of these ranges, for example below Mach 0.7 or above Mach 0.9.
  • the constant velocity conditions may correspond to standard atmospheric conditions at an altitude that is in the range of 10,000 m to 15,000 m, for example in the range of 10,000 m to 12,000 m, for example in the range of 10,400 m to 11,600 m (approximately 38,000 feet), for example in the range of 10,500 m to 11,500 m, for example in the range of 10,600 m to 11,400 m, for example in the range of 10,700 m (approximately 35,000 feet) to 11,300 m, for example in the range of 10,800 m to 11,200 m, for example in the range of 10,900 m up to 11,100 m, for example in the order of 11,000 m.
  • the constant velocity conditions can correspond to standard atmospheric conditions at any given altitude in these areas.
  • the constant speed conditions may correspond to: a forward Mach number of 0.8; a pressure of 23,000 Pa and a temperature of -55 ° C.
  • constant speed or “constant speed conditions” can mean the aerodynamic design point.
  • Such an aerodynamic design point can correspond to the conditions (including, for example, the Mach number, ambient conditions and thrust requirement) for which the fan operation is designed. This can mean, for example, the conditions under which the fan (or the gas turbine engine) has the optimal efficiency by design.
  • a gas turbine engine described and / or claimed herein can be operated at the constant speed conditions defined elsewhere here.
  • Such constant speed conditions can vary from Constant speed conditions (e.g., the mid-flight conditions) of an aircraft to which at least one (e.g., two or four) gas turbine engine (s) may be attached to provide thrust are determined.
  • Figure 2 example signals for vibration signals of an undamaged
  • Figure 3 shows a first embodiment of a method for determining the
  • Figures 4A to 4D are schematic representations of different positions of
  • Figure 5 is an illustration of a rotational angle synchronous fenestration of the
  • FIG. 6 shows a second embodiment, in particular with a service life estimate of a mechanical system
  • Figure 7 is a side sectional view of a gas turbine engine
  • Figure 8 is a side sectional large view of an upstream portion of a
  • Figure 9 is a partially cut away view of a transmission for a
  • Pitting is understood here in particular to mean a breakout of material under changing loads, which is caused by microcrack formation close to the surface. Spalling is understood to mean the flaking of particles under mechanical influences. Another type of damage is scuffing, the generation of abrasion in the area of tooth flanks.
  • At least one vibration sensor 50 is used, which measures the acceleration, structure-borne noise and / or mechanical changes, e.g. Strains recorded in the mechanical system.
  • Vibrations a (t) are detected by means of the at least one vibration sensor 50 (acceleration sensor and / or structure-borne noise sensor).
  • the acceleration sensor has an inert mass and is specified for lower vibration bandwidths, for example below 50 kHz.
  • the structure-borne noise sensor is suitable for higher-frequency signal excitations, for example above 50 kHz, and has no inert mass and must either be firmly embedded in the material to be examined or glued to the material surface, so that elastic waves on the material surface can deform the structure-borne noise sensor and the charge change induced thereby can be tapped from the outside.
  • the aforementioned types of vibration sensors 50 are only to be understood as examples.
  • the mechanical vibrations detected by the at least one vibration sensor 50 are converted into signals which are then subjected to signal processing.
  • the recorded frequencies and patterns of the vibrations differ depending on the damage to the tooth flanks or on the tooth itself.
  • the high-frequency vibration spectrum is stimulated by localized pitting damage to individual tooth flanks.
  • tooth flank play for example, tooth flank wear occurring uniformly over all teeth
  • Increasing tooth flank play causes increased low-frequency vibration excitation in the area of the gear wheel speed, which leads to amplitude modulation of the vibration signals.
  • the types of damage can be differentiated between local damage (e.g. pitting, spalling, tooth root crack) and globally distributed damage (e.g. scuffing, wear).
  • local damage e.g. pitting, spalling, tooth root crack
  • globally distributed damage e.g. scuffing, wear
  • the differentiation of the vibration behavior within the local damage is more difficult because the damage-related additional vibration excitation usually comes from changes in the tooth flank surface (pitting, spalling).
  • the damage-related additional vibration excitation usually comes from changes in the tooth flank surface (pitting, spalling).
  • elastic waves in the material are excited with different frequency ranges.
  • a structure-borne noise sensor is more suitable than an acceleration sensor for detecting these elastic waves. Accordingly, the frequency range of the additional excitation can also be used for a damage determination.
  • the locally occurring damage of a tooth root crack leads to a decrease in the tooth spring stiffness of an individual tooth and thus to the excitation of low-frequency vibration events in the range of the speed. Accordingly, the excitation behavior due to a tooth break can be distinguished from the excitation behavior of pitting or spalling due to the different damage effects.
  • FIG. 1 on the left, it is exemplified how the globally distributed wear and tear leads to an increase in backlash and thus to a disturbed vibration excitation, which is shown by an unbalanced gear shaft.
  • the vibrations a ( ⁇ p) are plotted against the rotation angle ⁇ p.
  • the angle of rotation is in particular a measure of which engagement position a pair of teeth has.
  • the locally distributed pitting damage in FIG. 1, on the other hand, leads to an additional high-frequency excitation when the pitting gear tooth is in mesh.
  • the lateral displacement of the peaks of the vibration signal a (t) is a vibration pattern V which is characteristic of wear damage.
  • the superimposed, high-frequency vibration pattern V is characteristic of pitting. Analogously, similar vibration patterns V can also be determined for other types of damage.
  • FIG. 2 shows structure-borne noise signals without any tooth flank damage (left) and with tooth flank damage by pitting (right). It can be seen here that locally damaged teeth undergo high-frequency excitation of structure-borne noise signals.
  • the section shown shows only the meshing, but not the low-frequency excitation by the shaft.
  • the tooth mesh basic frequency (FIG. 2, left) is additionally superimposed on the higher harmonic components up to about the 10th Flarmonic, as a result of which no purely monofrequency oscillation signal is generated.
  • the vibration patterns can be separated according to the individual meshing contact positions (e.g. single meshing and double meshing) with the help of the previously determined absolute rotation angle data.
  • Individual meshing points are divided into quantiles.
  • the vibration or structure-borne noise signal is evaluated and then assigned to the individual quantiles.
  • the quantiles are defined over the absolute angle of rotation.
  • FIG. 3 shows a first embodiment of a method with which the tooth condition is determined with the aid of a vibration sensor 50.
  • the at least one vibration sensor 50 provides vibration data a (t).
  • a rotation angle sensor 51 provides rotation angle data ⁇ p (t).
  • a rotation-angle-synchronous resampling of the vibration data a (t) is carried out using the rotation angle data cp (t).
  • the rotational-angle-synchronous resampling is first to be shown using an epicyclic planetary gear 30 (see also FIGS. 7 to 9).
  • FIGS. 4A to 4D each schematically show a known epicyclic planetary gear 30 with a fixed ring gear 38 (see illustration in FIG. 4A) and planet gears Pi, P 2 , P3.
  • the carrier 34 also called planet carrier or web, which firmly connects the planet gears Pi, P 2 , P3 to one another, is not shown here for reasons of clarity.
  • the use of an epicyclic planetary gear 30 with three planet gears Pi, P2, P3 is chosen here purely by way of example. More, in particular five, planet gears can also be used. It is also not imperative that the drive via the sun gear S and the output via the carrier 34 take place with a fixed ring gear H. In principle, the drive or the output can also be carried out by pairing the ring gear H, the sun gear S or the carrier 34. In principle, it is also possible for the ring gear H, sun gear S or the carrier 34 to be arranged in a fixed manner.
  • the vibration sensor 50 serves to detect the structure-borne noise in the epicyclic planetary gear 30.
  • the structure-borne noise is the vibration a (t) that propagates in the solid body of the epicyclic planetary gear 30, so that vibration data is also referred to below.
  • One possible embodiment of a sensor device 1 has a piezoelectric sensor with which structure-borne noise can be detected.
  • the starting point for the embodiments which are shown below is the evaluation of the structure-borne noise detected on or in the epicyclic planetary gear 30.
  • accelerometers are suitable for determining the tooth condition.
  • an acceleration sensor receives a complex amplitude-modulated vibration signal.
  • a method to dampen stochastic vibration signal components versus deterministic vibration signal components of individual planet gears Pi, P 2 , P3 is the time synchronous averaging method (TSA), which was first developed by McFadden (Technique for calculating the time domain averages of the Vibration of the individual planet gears and the sun gear in an epicyclic gearbox. In: Journal of Sound and Vibration 144 (1991), No. 1, 163-172).
  • the TSA method is explained in more detail below with reference to FIG. 5, reference being made to the kinematics of the epicyclic planetary gear 30 according to FIGS. 4A to 4D.
  • the first planetary gear Pi is highlighted by a dark color.
  • One tooth R P1 is highlighted on the first planetary gear Pi.
  • On the sun gear S one tooth R s .
  • the continuously recorded sensor signals i.e. the vibration signals of structure-borne noise
  • the continuously recorded sensor signals are first re-sampled synchronously with the angle of rotation and then divided into segments so that the segment length corresponds to the rotation period of a gear wheel to be examined.
  • the length of a segment corresponds to the period (fc-fp) -1 (according to Yu, Early Fault Detection for Gear Shaft and Planetary Gear Based on Wavelet and Hidden Markov Modeling, Dissertation, University of Toronto, 2011).
  • the signal data x in each segment are multiplied by a suitable window function w win ,
  • the time range of the vibration oscillation signals when a planetary gear Pi, P 2 , P3 is in the vicinity of the sensor device 1 is evaluated in isolation from the time ranges when there is no planetary gear Pi, P 2 , P 3 in the vicinity the sensor device 1 (see Ha et al., Autocorrelation-based time synchronous averaging for condition monitoring of planetary gearboxes in wind turbines. In Mechanical Systems and Signal Processing, 70-71 (2016), pp. 161-175 and McFadden op. cit.).
  • the absolute angle of rotation data f 0 can also be determined by an angle of rotation encoder (eg on the drive shaft).
  • step 102 All of this (FIGS. 4 and 5) takes place in FIG. 3 in step 102.
  • angle-dependent vibration data a ( ⁇ p) can be determined (see step 101 in FIG. 3), which then serve to assign the measured vibration data by means of step 102 to individual tooth pairs. This is shown in FIG. 3 as the result of step 103.
  • a computer model M is used, which was determined by machine learning (e.g. support vector machine, artificial neuronal networks, Markov chains or comparable algorithms).
  • vibration data with vibration patterns V are generated, which are generated by known damage to teeth.
  • classes of damage i.e. on the basis of the classification of the vibration patterns V, which are shown in certain patterns in the vibration data.
  • step 104 of FIG. 3 an error classification and assignment can be carried out, specifically to the tooth, so that it can be recognized online (i.e. in operation) in particular which tooth pairing or which individual tooth is damaged.
  • a signal 111 is output with status information for the at least one tooth pairing and / or the at least one tooth.
  • splined shafts, splined shafts or shaft-hub connections can be coupled to vibration sensors 50 in order to draw conclusions about possible damage from the vibration data a (t).
  • An angle-dependent separation of the signals for a kinematic (or geometric) assignment of the cause of the vibration is also carried out here.
  • the computer model M can then then be used to determine on the basis of the determined vibration pattern V what kind of damage is.
  • FIG. 6 shows a second embodiment which is based on the embodiment according to FIG. 3. Reference can therefore be made to the corresponding description.
  • step 104 of the first embodiment is split into several steps 104a, 104b.
  • the determination of the damage model 107 is also shown here as a separate step.
  • the separated signals from step 103 are further processed here in a signal analysis 104a.
  • signal analyzes are carried out in the time and / or frequency range, as well as in the rotation angle and order range.
  • the damage events are then classified using the computer model M, as described in the first embodiment.
  • Methods for methods in signal analysis 104b are:
  • Noise suppression method angular synchronous averaging (TSA), blind source separation.
  • Time-frequency transformations CWT, STFT, Wigner-Ville distribution.
  • Estimation algorithms Extended Kalman filter for estimating the dominant vibration-Flarmonic and separation of nonlinear vibration influences, which can result from local damage.
  • the evaluation is tooth dependent.
  • features describing, inter alia, load peaks and signal abnormalities on the tooth flanks
  • the error classification and error diagnosis 104b which have the purpose of identifying, separating and describing damage.
  • the calculation model M used must be tested beforehand using suitable tests Component test benches can be trained.
  • a bending beam model can be used.
  • the behavior of the real oscillatory system is mapped using a bending beam model by approximating the tooth geometry and excitation as a point load.
  • the excitation is caused by the normal forces acting during the tooth mesh.
  • the deformation and the damped oscillation process are then calculated using the model. Tooth damage leads to to a shift in the meshing vibration (including the harmonics) in its center frequency and amplitude. If the vibration behavior in the fault-free case is described with sufficient precision by the bending beam model, an observer is then able to detect deviations from the error-free vibration behavior in the event of tooth damage as part of model-based condition monitoring.
  • a suitable damage model 107 e.g. wear model, pitting model, crack growth model
  • wear model pitting model, crack growth model
  • An estimate of the current state of the gearing is derived from the error classification 104b and the damage model 107, and this information is further processed in the “Status” processing block 111 for indication purposes. This describes the current actual state of the gearing. For example a status indicator (0-100%) is output.
  • a gradient estimate with the historical data can be used in order to quantify the error progress and to adapt the service life forecast with the error detection.
  • Time-based status indicators Residual Analysis, Energy Ratio, Energy Operator, FM0, FM4, AM Analysis, FM Analysis, NB4, NA4, NA4 *.
  • the error detection is to be supported by certain events which are triggered, for example, as a result of predefined limit values being exceeded.
  • state indicators can be calculated from the sideband spectrum using a residual analysis.
  • the RMS value of the sideband spectrum then forms a one-dimensional condition indicator, which is shown in FIG. 10 for a pitting damage that progresses over time. This shows that a predefined limit value T is exceeded with increasing damage.
  • the second embodiment also comprises a further extension compared to the first embodiment, which can also be used (as shown in FIG. 6).
  • the results of the signal analysis 104a and the error classification and error diagnosis 104b are used for a life prediction 109, 110 or for offline analyzes (106).
  • the raw data a (f) and A (f) from the signal analysis 104a are additionally transferred to a ring memory 105 in order to enable a trend 108 of the changes in the features of the tooth mesh pattern, and the raw data are also fed into a damage model 107.
  • the calculated quantiles can be used for trend analysis 108 beyond the life cycle (from historical data 105 and aircraft fleet data).
  • Short-term data are stored in step 105 and transferred from the engine to a ground station for offline diagnosis in step 106.
  • the long-term trend data and fleet information are received in step 105 and made available for a trend analysis in step 108.
  • FIG. 6 also shows that the damage model 107 and the result of the classification 104b are used to build a lifetime model 109.
  • Lifetime Prediction Model the estimate between the currently estimated actual state 111 of the toothing and the Comparison of historical features (as trend analysis 107) made by the tooth engagement in order to determine the remaining service life of the mechanical system, in particular a transmission (RUL) 110 and to adapt it to the actual operation (adaptive).
  • the use of further external data sources can further improve the remaining service life estimate 111.
  • FIGS. 3 and 6 can use software modules and / or specially programmed processors to implement the functions.
  • a planetary gear 30 in a gas turbine engine 10 is described in FIGS. 7 to 9 as an example of a mechanical system that monitors tooth damage using one of the embodiments. These planetary gears 30 have to function reliably over a very long time, so that monitoring for tooth damage during operation and also a life expectancy is useful.
  • FIG. 7 shows a gas turbine engine 10 with a main axis of rotation 9.
  • the gas turbine engine 10 comprises an air inlet 12 and a fan 23 which generates two air streams: a core air stream A and a bypass air stream B.
  • the gas turbine engine 10 comprises a core 11 which receives the core air stream A. .
  • the core engine 11 comprises, in axial flow order, a low-pressure compressor 14, a high-pressure compressor 15, a combustion device 16, a high-pressure turbine 17, a low-pressure turbine 19 and a core thrust nozzle 20.
  • An engine nacelle 21 surrounds the gas turbine engine 10 and defines a bypass duct 22 and a bypass thrust nozzle 18.
  • the bypass air flow B flows through the bypass duct 22.
  • the fan 23 is attached to the low-pressure turbine 19 via a shaft 26 and an epicyclic planetary gear 30 and is driven by the latter.
  • the core air flow A is accelerated and compressed by the low pressure compressor 14 and passed into the high pressure compressor 15, where further compression takes place.
  • Compressed from the high pressure compressor 15 Air is directed into the combustor 16 where it is mixed with fuel and the mixture is burned.
  • the resulting hot combustion products then propagate through and drive the high pressure and low pressure turbines 17, 19 before being expelled through the nozzle 20 to provide some thrust.
  • the high-pressure turbine 17 drives the high-pressure compressor 15 through a suitable connecting shaft 27.
  • Fan 23 generally provides most of the thrust.
  • the epicyclic planetary gear 30 is a reduction gear.
  • FIG. 7 An exemplary arrangement for a transmission fan gas turbine engine 10 is shown in FIG.
  • the low-pressure turbine 19 drives the shaft 26, which is coupled to a sun gear 28 of the epicyclic planetary gear 30.
  • a plurality of planet gears 32 which are coupled to one another by a planet carrier 34, are located radially on the outside of the sun gear 28 and mesh with it.
  • the planet carrier 34 guides the planet gears 32 so that they rotate in synchronism around the sun gear 28, while allowing each planet gear 32 to rotate about its own axis.
  • the planet carrier 34 is coupled to the fan 23 via linkages 36 to drive its rotation about the engine axis 9.
  • An outer gear or ring gear 38 which is coupled to a stationary support structure 24 via linkages 40, is located radially outside of the planet gears 32 and meshes therewith.
  • low pressure turbine and “low pressure compressor” as used herein can be understood to mean the turbine stage with the lowest pressure and the compressor stage with the lowest pressure (ie that they are not the fan 23) and / or the turbine and compressor stage, which are interconnected by the connecting shaft 26 with the lowest speed in the engine (ie that they do not include the transmission output shaft that drives the fan 23).
  • the "low pressure turbine” and the “low pressure compressor” referred to here may alternatively be known as the “medium pressure turbine” and “medium pressure compressor”.
  • the fan 23 can be referred to as a first compression stage or compression stage with the lowest pressure.
  • the epicyclic planetary gear 30 is shown in more detail by way of example in FIG. 9.
  • the sun gear 28, the planet gears 32 and the idler gear 38 each include teeth on their periphery to enable meshing with the other gears. However, for the sake of clarity, only exemplary sections of the teeth are shown in FIG. 9. Although four planet gears 32 are shown, it is obvious to a person skilled in the art that more or fewer planet gears 32 can be provided within the scope of the claimed invention. Practical applications of an epicyclic planetary gear 30 generally include at least three planet gears 32.
  • FIG. 9 schematically shows a vibration sensor 50 which is arranged on the outside of the housing of the transmission 30.
  • This vibration sensor 50 can e.g. comprise a structure-borne noise sensor and an acceleration sensor in order to cover wider frequency ranges.
  • the driving shaft is coupled to a rotation angle sensor 51, with which a kinematic or geometrical assignment of the teeth of the planet gears 32, the teeth in the idler gear 38 and the teeth of the sun gear 28 is possible.
  • the sensors 50, 51 are coupled to a data processing device 60, which e.g. can perform functions described in Figures 3 and 6.
  • the epicyclic planetary gear 30 shown by way of example in FIGS. 8 and 9 is a planetary gear in which the planet carrier 34 is coupled to an output shaft via linkages 36, the idler gear 38 being fixed.
  • any other suitable type of planetary gear 30 can be used.
  • the planetary gear 30 may be a star configuration in which the planet carrier 34 is held in place, allowing the idler gear (or outer gear) 38 to rotate. With such an arrangement, the fan 23 is driven by the flywheel 38.
  • the transmission 30 may be a differential transmission that allows both the idler gear 38 and the planet carrier 34 to rotate.
  • FIGS. 8 and 9 is only exemplary and various alternatives within the scope of protection of the present Revelation lie.
  • Any suitable arrangement for positioning the transmission 30 in the gas turbine engine 10 and / or for connecting the transmission 30 to the gas turbine engine 10 can be used merely by way of example.
  • the connections e.g., linkages 36, 40 in the example of Figure 8
  • any suitable arrangement of the bearings between rotating and stationary parts of the gas turbine engine 10 e.g., between the input and output shafts of the transmission and the defined structures such as the transmission housing
  • the disclosure is not limited to the exemplary arrangement of FIG. 8.
  • the present disclosure extends to a gas turbine engine with an arbitrary arrangement of the transmission types (for example star-shaped or epicyclic planetary), support structures, input and
  • the transmission can drive secondary and / or alternative components (e.g. the medium pressure compressor and / or a secondary compressor).
  • secondary and / or alternative components e.g. the medium pressure compressor and / or a secondary compressor.
  • gas turbine engines to which the present disclosure may apply may have alternative configurations.
  • such engines can have an alternative number of compressors and / or turbines and / or an alternative number of connecting shafts.
  • the gas turbine engine shown in Figure 7 has a split flow nozzle 20, 22, which means that the flow through the bypass duct 22 has its own nozzle, which is separate from the engine core nozzle 20 and radially outward therefrom.
  • this is not limitative and any aspect of the present disclosure may apply to engines in which the flow through the Bypass channel 22 and the flow through core 11 are mixed or combined in front of (or upstream) a single nozzle, which may be referred to as a mixed flow nozzle.
  • One or both nozzles can have a fixed or variable range.
  • the example described relates to a turbofan engine, the disclosure may be applicable to any type of gas turbine engine, such as a. B. in an open rotor (in which the fan stage is not surrounded by an engine nacelle) or a turboprop engine.
  • the gas turbine engine 10 may not include a transmission 30.
  • the geometry of the gas turbine engine 10 and components thereof is defined by a conventional axis system that includes an axial direction (which is aligned with the axis of rotation 9), a radial direction (in the bottom-up direction in Figure 7) and a circumferential direction (perpendicular to the view in Figure 7).
  • the axial, radial and circumferential directions are perpendicular to each other.
  • 60 data processing device a (t) vibration data cp (t) speed sensor data

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Ermittlung des Zustandes mindestens einer Zahnpaarung und / oder mindestens eines Zahnes in einem mechanischen System, insbesondere in einem Zahnradgetriebe (30) oder einer Keilwelle, dadurch gekennzeichnet, dass a) Schwingungsdaten (a(t)) des mechanischen Systems von mindestens einem Schwingungssensor (50) aufgenommen werden (101), wobei b) die Schwingungsdaten (a(t)) mittels Drehwinkeldaten (φ(t), φ0) kinematisch oder geometrisch der mindestens einen Zahnpaarung und / oder dem mindestens einen Zahn als Quelle mindestens eines Schwingungsmusters (V) zugeordnet wird (102, 103), wobei das mindestens eine Schwingungsmuster (V) charakteristisch für einen mechanischen Schaden an der mindestens einen Zahnpaarung und / oder am mindestens einen Zahn ist und c) mittels eines Rechnermodells (M) festgestellt wird (104), welcher Art der Schaden ist, und ein entsprechendes Signal, insbesondere die Wahl eines Schadensmodells (107), zur Charakterisierung des Ist-Zustandes (111) der mindestens einen Zahnpaarung und / oder des mindestens einen Zahnes abgegeben wird.

Description

Vorrichtung und Verfahren zur Ermittlung des Zustandes mindestens einer Zahnpaarung und / oder mindestens eines Zahnes in einem mechanischen
System
Beschreibung
Die vorliegende Offenbarung bezieht sich auf ein Verfahren zur Ermittlung des Zustandes mindestens einer Zahnpaarung und / oder mindestens eines Zahnes in einem mechanischen System mit den Merkmalen des Anspruchs 1 und eine Vorrichtung zur Ermittlung des Zustandes mindestens einer Zahnpaarung und / oder mindestens eines Zahnes in einem mechanischen System mit den Merkmalen des Anspruchs 10.
Zahnverbindungen in mechanischen Systemen, z.B. in Zahnradgetrieben oder Keilwellenverbindungen, unterliegen insbesondere aufgrund der mechanischen Belastungen einem erhöhten Verschleiß. Dieser zeigt sich insbesondere an den Zahnflanken und / oder am Zahnfuß.
Es besteht daher die Aufgabe, Vorrichtungen und Verfahren zu schaffen, die den Zustand der Zähne insbesondere im Betrieb des mechanischen Systems erfassen. Ein mögliches Anwendungsgebiet sind dabei Gasturbinentriebwerke, insbesondere in Fangetriebe-Triebwerkwerken von Flugzeugen. Dabei werden Umlaufgetriebe (Planetengetriebe) verwendet, um die relativ hohen Drehzahlen einer Turbine zum Antrieb eines Fans des Triebwerks herabzusetzen.
Dabei werden in einem Verfahren zur Ermittlung des Zustandes mindestens einer Zahnpaarung und / oder mindestens eines Zahnes in einem mechanischen System, insbesondere in einem Zahnradgetriebe oder einer Keilwelle, zunächst Schwingungsdaten des mechanischen Systems von mindestens einem Schwingungssensor aufgenommen. Die Schwingungsdaten umfassen hier unterschiedliche Frequenzbereiche von mechanischen Schwingungen oder Vibrationen, wie z.B. auch Körperschall.
Anschließend werden die Schwingungsdaten mittels Drehwinkeldaten kinematisch oder geometrisch der mindestens einen Zahnpaarung und / oder dem mindestens einen Zahn als Quelle mindestens eines Schwingungsmusters zugeordnet, wobei das mindestens eine Schwingungsmuster charakteristisch für einen mechanischen Schaden an der mindestens einen Zahnpaarung und / oder am mindestens einen Zahn ist. Die Drehwinkeldaten können dabei z.B. an einer antreibenden Welle der Zahnpaarung gewonnen werden. Im Ergebnis ist dann damit bekannt, zu welchem Zeitpunkt sich welcher Zahn wo im mechanischen System befindet.
Dann wird mittels eines Rechnermodells festgestellt, welcher Art der Schaden ist und ein entsprechendes Signal, insbesondere die Auswahl eines Schadensmodells, zur Charakterisierung des Ist-Zustandes der mindestens einen Zahnpaarung und / oder des mindestens einen Zahnes, abgegeben. Damit kann festgestellt werden, welcher Schaden an einer bestimmten Zahnpaarung und / oder an einem bestimmten Zahn vorliegt.
In einer Ausführungsform wird das Rechnermodell mittels maschinellen Lernens anhand von mechanischen Schadensfällen trainiert. Unterschiedliche Schäden an den Zähnen des mechanischen Systems rufen unterschiedliche Schwingungsmuster hervor, die mittels einer Klassifikation des maschinellen Lernens ermittelt und unterschieden werden können.
In einer weiteren Ausführungsform ist der mindestens eine Schwingungssensor als Beschleunigungssensor oder Körperschallsensor ausgebildet, wobei diese den jeweilig relevanten Frequenzbereichen angepasst sind.
Dabei kann die Zuordnung eines Schwingungsmusters zu einem bestimmten Schaden anhand der Frequenz der Schwingungen erfolgen. Insbesondere kann bei der Zuordnung des Schwingungsmusters zu mindestens einer Zahnpaarung und / oder mindestens einem Zahn ein Getriebeparameter, insbesondere die Öltemperatur, die Getriebetemperatur und / oder das Drehmoment bei einer Signalanalyse berücksichtigt werden. Diese Getriebeparameter haben sämtlich einen Einfluss auf mögliche Schäden, so dass damit eine verbesserte Klassifikation möglich ist. Auch ist es möglich die Signalanalyse im Zeit- und / oder Frequenzbereich, sowie im Drehwinkel- und / oder Ordnungsbereich durchzuführen. Es ist z.B. bekannt, dass Pitting oder auch Scuffing zu massiven Veränderungen in den Amplituden der Seitenbänder führt. Bei der Signalanalyse z.B. durch die Anwendung des RMS Wertes kann ein Schwellenwert definiert werden, welcher die nichtlineare Temperaturabhängigkeit der Ölviskosität als Einflussgröße ausgleicht. Im Zeitbereich sind Konditionsindikatoren denkbar, wie z.B. Peak2Peak, Kurtosis, Residual RMS, Crest Faktor. Die Vergleichbarkeit der Signalanalysen wird durch ähnliche Betriebsbedingungen z.B. ähnliches Drehmoment und Temperaturen erreicht.
Auch kann die Signalanalyse einen Schätzalgorithmus verwenden, insbesondere einen extended Kalman-Filter zur Schätzung der dominierenden Schwingungs- Flarmonischen und zur Separation von nichtlinearen Schwingungseinflüssen, welche aus lokalen Schäden resultieren.
Alternativ oder zusätzlich kann zum Schadensmodell in einer Ausführungsform eine Gradientenabschätzung aus historischen Daten verwendet werden, um den Fortschritt des Schadens an den Zähnen zu bestimmen. So ist aus vergleichbaren mechanischen Systemen und / oder Belastungsprofilen bekannt, mit welcher Dynamik sich bestimmte Schäden ausbreiten, insbesondere wann bestimmte Grenzwerte überschritten werden.
Ferner ist es mit einer Ausführungsform des Verfahrens möglich, mit dem Ist-Zustand der mindestens einen Zahnpaarung und / oder des mindestens einen Zahnes und mit historischen Daten und einer anschließenden Trendanalyse automatisch ein Lebenszeitmodell des mechanischen Systems zu ermitteln. Damit kann z.B. eine Vorhersage unter Verwendung des Lebenszeitmodells adaptiv zur Steuerung oder Regelung des mechanischen Systems, insbesondere eines Getriebes, vorgenommen werden. Es ist z.B. möglich, dass ein drohender Bruch an einem Zahn ermittelt wird und präventiv automatisch eine Wartung des entsprechenden Zahnrades veranlasst wird.
Die Aufgabe wird auch durch eine Vorrichtung mit den Merkmalen des Anspruchs 10 gelöst, die insbesondere in Verbindung mit einem Gasturbinentriebwerk mit den Merkmalen des Anspruchs 11 verwendet wird.
Wie hier an anderer Stelle angeführt wird, kann sich die vorliegende Offenbarung auf ein Gasturbinentriebwerk, z.B. ein Flugzeugtriebwerk, beziehen. Solch ein Gasturbinentriebwerk kann ein Kerntriebwerk umfassen, das eine Turbine, eine Brennervorrichtung, einen Verdichter und eine die Turbine mit dem Verdichter verbindende Kernwelle umfasst. Solch ein Gasturbinentriebwerk kann einen Fan (mit Fanschaufeln) umfassen, der stromaufwärts des Kerntriebwerks positioniert ist.
Anordnungen der vorliegenden Offenbarung können insbesondere, jedoch nicht ausschließlich, für Getriebe-Fans, die über ein Getriebe angetrieben werden, von Vorteil sein. Entsprechend kann das Gasturbinentriebwerk ein Getriebe umfassen, das über die Kernwelle angetrieben wird und dessen Abtrieb den Fan so antreibt, dass er eine niedrigere Drehzahl als die Kernwelle aufweist. Der Eingang für das Getriebe kann direkt von der Kernwelle oder indirekt über die Kernwelle, beispielsweise über eine Stirnwelle und/oder ein Stirnzahnrad, erfolgen. Die Kernwelle kann mit der Turbine und dem Verdichter starr verbunden sein, so dass sich die Turbine und der Verdichter mit derselben Drehzahl drehen (wobei sich der Fan mit einer niedrigeren Drehzahl dreht).
Das Gasturbinentriebwerk, das hier beschrieben und/oder beansprucht wird, kann eine beliebige geeignete allgemeine Architektur aufweisen. Beispielsweise kann das Gasturbinentriebwerk eine beliebige gewünschte Anzahl an Wellen aufweisen, die Turbinen und Verdichter verbinden, beispielsweise eine, zwei oder drei Wellen. Lediglich beispielhaft kann die mit der Kernwelle verbundene Turbine eine erste Turbine sein, der mit der Kernwelle verbundene Verdichter kann ein erster Verdichter sein und die Kernwelle kann eine erste Kernwelle sein. Das Kerntriebwerk kann ferner eine zweite Turbine, einen zweiten Verdichter und eine zweite Kernwelle, die die zweite Turbine mit dem zweiten Verdichter verbindet, umfassen. Die zweite Turbine, der zweite Verdichter und die zweite Kernwelle können dahingehend angeordnet sein, sich mit einer höheren Drehzahl als die erste Kernwelle zu drehen.
Bei einer solchen Anordnung kann der zweite Verdichter axial stromabwärts des ersten Verdichters positioniert sein. Der zweite Verdichter kann dahingehend angeordnet sein, eine Strömung von dem ersten Verdichter aufzunehmen (beispielsweise direkt aufzunehmen, beispielsweise über einen generell ringförmigen Kanal).
Das Getriebe kann dahingehend ausgebildet sein, dass es von der Kernwelle angetrieben wird, die dazu konfiguriert ist, sich (beispielsweise im Gebrauch) mit der niedrigsten Drehzahl zu drehen (beispielsweise die erste Kernwelle in dem obigen Beispiel). Beispielsweise kann das Getriebe dahingehend ausgebildet sein, dass es lediglich von der Kernwelle angetrieben wird, die dazu konfiguriert ist, sich (beispielsweise im Gebrauch) mit der niedrigsten Drehzahl zu drehen (beispielsweise nur von der ersten Kernwelle und nicht der zweiten Kernwelle bei dem obigen Beispiel). Alternativ dazu kann das Getriebe dahingehend ausgebildet sein, dass es von einer oder mehreren Wellen angetrieben wird, beispielsweise der ersten und/oder der zweiten Welle in dem obigen Beispiel.
Bei einem Gasturbinentriebwerk, das hier beschrieben und/oder beansprucht wird, kann eine Brennvorrichtung axial stromabwärts des Fans und des Verdichters (oder der Verdichter) vorgesehen sein. Beispielsweise kann die Brennervorrichtung direkt stromabwärts des zweiten Verdichters (beispielsweise an dessen Ausgang) liegen, wenn ein zweiter Verdichter vorgesehen ist. Als ein weiteres Beispiel kann die Strömung am Ausgang des Verdichters dem Einlass der zweiten Turbine zugeführt werden, wenn eine zweite Turbine vorgesehen ist. Die Brennervorrichtung kann stromaufwärts der Turbine (der Turbinen) vorgesehen sein.
Der oder jeder Verdichter (beispielsweise der erste Verdichter und der zweite Verdichter gemäß obiger Beschreibung) kann eine beliebige Anzahl an Stufen, beispielsweise mehrere Stufen, umfassen. Jede Stufe kann eine Reihe von Rotorschaufeln und eine Reihe von Statorschaufeln umfassen, bei denen es sich um variable Statorschaufeln handeln kann (d.h. der Anstellwinkel kann variabel sein). Die Reihe von Rotorschaufeln und die Reihe von Statorschaufeln können axial zueinander versetzt sein.
Die oder jede Turbine (beispielsweise die erste Turbine und die zweite Turbine gemäß obiger Beschreibung) kann eine beliebige Anzahl an Stufen, beispielsweise mehrere Stufen, umfassen. Jede Stufe kann eine Reihe von Rotorschaufeln und eine Reihe von Statorschaufeln umfassen. Die Reihe von Rotorschaufeln und die Reihe von Statorschaufeln können axial zueinander versetzt sein.
Jede Fanschaufel kann eine radiale Spannweite aufweisen, die sich von einem Fuß (oder einer Nabe) an einer radial innenliegenden, von Gas überströmten Stelle oder sich von einer Position einer Spannweite von 0 % zu einer Spitze mit einer Spannweite von 100 % erstreckt. Das Verhältnis des Radius der Fanschaufel an der Nabe zu dem Radius der Fanschaufel an der Spitze kann bei weniger als (oder in der Größenordnung von): 0,4, 0,39, 0,38, 0,37, 0,36, 0,35, 0,34, 0,33, 0,32, 0,31 , 0,3, 0,29, 0,28, 0,27, 0,26 oder 0,25 liegen. Das Verhältnis des Radius der Fanschaufel an der Nabe zu dem Radius der Fanschaufel an der Spitze kann in einem abgeschlossenen Bereich liegen, der von zwei Werten im vorhergehenden Satz begrenzt wird (d. h. die Werte können obere oder untere Grenzen bilden). Diese Verhältnisse können allgemeinhin als das Nabe-Spitze-Verhältnis bezeichnet werden. Der Radius an der Nabe und der Radius an der Spitze können beide an der vorderen Kante (oder der axial am weitesten vorne liegenden Kante) der Schaufel gemessen werden. Das Nabe-Spitze-Verhältnis bezieht sich natürlich auf den von Gas überströmten Abschnitt der Fanschaufel, d. h. den Abschnitt, der sich radial außerhalb jeglicher Plattform befindet.
Der Radius des Fans kann zwischen der Mittellinie des Triebwerks und der Spitze der Fanschaufel an ihrer vorderen Kante gemessen werden. Der Durchmesser des Fans (der allgemein das Doppelte des Radius des Fans sein kann) kann größer als (oder in der Größenordnung von): 250 cm (etwa 100 Inch), 260 cm (etwa 102 Inch), 270 cm (etwa 105 Inch), 280 cm (etwa 1 10 Inch), 290 cm (etwa 1 15 Inch), 300 cm (etwa 120 Inch), 310 cm (etwa 122 Inch), 320 cm (etwa 125 Inch), 330 cm (etwa 130 Inch), 340 cm (etwa 135 Inch), 350 cm (138 Inch), 360 cm (etwa 140 Inch), 370 cm (etwa 145 Inch), 380 cm (etwa 150 Inch) oder 390 cm (etwa 155 Inch) sein (liegen). Der Fandurchmesser kann in einem abgeschlossenen Bereich liegen, der von zwei der Werte im vorhergehenden Satz begrenzt wird (d. h. die Werte können obere oder untere Grenzen bilden).
Die Drehzahl des Fans kann im Betrieb variieren. Allgemein ist die Drehzahl geringer für Fans mit einem größeren Durchmesser. Lediglich als ein nicht einschränkendes Beispiel kann die Drehzahl des Fans bei Konstantgeschwindigkeitsbedingungen weniger als 2500 U/min, beispielsweise weniger als 2300 U/min, betragen. Lediglich als ein weiteres nicht einschränkendes Beispiel kann auch die Drehzahl des Fans bei Konstantgeschwindigkeitsbedingungen für ein Triebwerk mit einem Fandurchmesser im Bereich von 250 cm bis 300 cm (beispielsweise 250 cm bis 280 cm) im Bereich von 1700 U/min bis 2500 U/min, beispielsweise im Bereich von 1800 U/min bis 2300 U/min, beispielsweise im Bereich von 1900 U/min bis 2100 U/min, liegen. Lediglich als ein weiteres nicht einschränkendes Beispiel kann die Drehzahl des Fans bei Konstantgeschwindigkeitsbedingungen für ein Triebwerk mit einem Fandurchmesser im Bereich von 320 cm bis 380 cm in dem Bereich von 1200 U/min bis 2000 U/min, beispielsweise in dem Bereich von 1300 U/min bis 1800 U/min, beispielsweise in dem Bereich von 1400 U/min bis 1600 U/min, liegen.
Im Gebrauch des Gasturbinentriebwerks dreht sich der Fan (mit zugehörigen Fanschaufeln) um eine Drehachse. Diese Drehung führt dazu, dass sich die Spitze der Fanschaufel mit einer Geschwindigkeit Uspitze bewegt. Die von den Fanschaufeln an der Strömung verrichtete Arbeit resultiert in einem Anstieg der Enthalpie dH der Strömung. Eine Fanspitzenbelastung kann als dH/USpitze 2 definiert werden, wobei dH der Enthalpieanstieg (beispielsweise der durchschnittliche 1 -D-Enthalpieanstieg) über den Fan hinweg ist und USpitze die (Translations-) Geschwindigkeit der Fanspitze, beispielsweise an der vorderen Kante der Spitze, ist (die als Fanspitzenradius am vorderen Rand multipliziert mit der Winkelgeschwindigkeit definiert werden kann). Die Fanspitzenbelastung bei Konstantgeschwindigkeitsbedingungen kann mehr als (oder in der Größenordnung von): 0,3, 0,31 , 0,32, 0,33, 0,34, 0,35, 0,36, 0,37, 0,38, 0,39 oder 0,4 betragen (liegen) (wobei alle Einheiten in diesem Abschnitt Jkg 1K 1/(ms 1)2 sind). Die Fanspitzenbelastung kann in einem abgeschlossenen Bereich liegen, der von zwei der Werte im vorhergehenden Satz begrenzt wird (d. h. die Werte können obere oder untere Grenzen bilden).
Gasturbinentriebwerke gemäß der vorliegenden Offenbarung können ein beliebiges gewünschtes Bypassverhältnis aufweisen, wobei das Bypassverhältnis als das Verhältnis des Massendurchsatzes der Strömung durch den Bypasskanal zu dem Massendurchsatz der Strömung durch den Kern bei Konstantgeschwindigkeitsbedingungen definiert wird. Bei einigen Anordnungen kann das Bypassverhältnis mehr als (oder in der Größenordnung von): 10, 10,5, 11 , 11 ,5, 12, 12,5, 13, 13,5, 14, 14,5, 15, 15,5, 16, 16,5 oder 17 betragen (liegen). Das Bypassverhältnis kann in einem abgeschlossenen Bereich liegen, der von zwei der Werte im vorhergehenden Satz begrenzt wird (d. h. die Werte können obere oder untere Grenzen bilden). Der Bypasskanal kann im Wesentlichen ringförmig sein. Der Bypasskanal kann sich radial außerhalb des Kerntriebwerks befinden. Die radial äußere Fläche des Bypasskanals kann durch eine Triebwerksgondel und/oder ein Fangehäuse definiert werden.
Das Gesamtdruckverhältnis eines Gasturbinentriebwerks, das hier beschrieben und/oder beansprucht wird, kann als das Verhältnis des Staudrucks stromaufwärts des Fans zu dem Staudruck am Ausgang des Flöchstdruckverdichters (vor dem Eingang in die Brennervorrichtung) definiert werden. Als ein nicht einschränkendes Beispiel kann das Gesamtdruckverhältnis eines Gasturbinentriebwerks, das hier beschrieben und/oder beansprucht wird, bei Konstantgeschwindigkeit mehr als (oder in der Größenordnung von): 35, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 75 betragen (liegen). Das Gesamtdruckverhältnis kann in einem abgeschlossenen Bereich liegen, der von zwei der Werte im vorhergehenden Satz begrenzt wird (d. h. die Werte können obere oder untere Grenzen bilden).
Der spezifische Schub eines Triebwerks kann als der Nettoschub des Triebwerks dividiert durch den Gesamtmassenstrom durch das Triebwerk hindurch definiert werden. Bei Konstantgeschwindigkeitsbedingungen kann der spezifische Schub eines Triebwerks, das hier beschrieben und/oder beansprucht wird, weniger als (oder in der Größenordnung von): 1 10 N kg 1 s, 105 N kg 1 s, 100 N kg 1 s, 95 Nkg 1s, 90 Nkg 1 s, 85 N kg 1 s oder 80 N kg 1 s betragen (liegen). Der spezifische Schub kann in einem abgeschlossenen Bereich liegen, der von zwei der Werte im vorhergehenden Satz begrenzt wird (d. h. die Werte können obere oder untere Grenzen bilden). Solche Triebwerke können im Vergleich zu herkömmlichen Gasturbinentriebwerken besonders effizient sein.
Ein Gasturbinentriebwerk, das hier beschrieben und/oder beansprucht wird, kann einen beliebigen gewünschten Höchstschub aufweisen. Lediglich als ein nicht einschränkendes Beispiel kann eine Gasturbine, die hier beschrieben und/oder beansprucht wird, zur Erzeugung eines Höchstschubs von mindestens (oder in der Größenordnung von): 160 kN, 170 kN, 180 kN, 190 kN, 200 kN, 250 kN, 300 kN, 350 kN, 400 kN, 450 kN, 500 kN oder 550 kN in der Lage sein. Der Höchstschub kann in einem abgeschlossenen Bereich liegen, der von zwei der Werte im vorhergehenden Satz begrenzt wird (d. h. die Werte können obere oder untere Grenzen bilden). Der Schub, auf den oben Bezug genommen wird, kann der Nettohöchstschub bei standardmäßigen atmosphärischen Bedingungen auf Meereshöhe plus 15 °C (Umgebungsdruck 101 ,3 kPa, Temperatur 30 °C) bei statischem Triebwerk sein.
Im Gebrauch kann die Temperatur der Strömung am Eingang der Hochdruckturbine besonders hoch sein. Diese Temperatur, die als TET bezeichnet werden kann, kann an dem Ausgang zur Brennvorrichtung, beispielsweise unmittelbar stromaufwärts der ersten Turbinenschaufel, die wiederum als eine Düsenleitschaufel bezeichnet werden kann, gemessen werden. Bei Konstantgeschwindigkeit kann die TET mindestens (oder in der Größenordnung von): 1400 K, 1450 K, 1500 K, 1550 K, 1600 K oder 1650 K betragen (liegen). Die TET bei Konstantgeschwindigkeit kann in einem abgeschlossenen Bereich liegen, der von zwei der Werte im vorhergehenden Satz begrenzt wird (d. h. die Werte können obere oder untere Grenzen bilden). Die maximale TET im Gebrauch des Triebwerks kann beispielsweise mindestens (oder in der Größenordnung von): 1700 K, 1750 K, 1800 K, 1850 K, 1900 K, 1950 K oder 2000 K betragen (liegen). Die maximale TET kann in einem abgeschlossenen Bereich liegen, der von zwei der Werte im vorhergehenden Satz begrenzt wird (d. h. die Werte können obere oder untere Grenzen bilden). Die maximale TET kann beispielsweise bei einer Bedingung von hohem Schub, beispielsweise bei einer MTO-Bedingung (MTO - Maximum Take-Off thrust - maximaler Startschub), auftreten.
Eine Fanschaufel und/oder ein Blattabschnitt (aerofoil) einer Fanschaufel, die hier beschrieben und/oder beansprucht wird, kann aus einem beliebigen geeigneten Material oder einer Kombination aus Materialien hergestellt werden. Beispielsweise kann zumindest ein Teil der Fanschaufel und/oder des Blatts zumindest zum Teil aus einem Verbundstoff, beispielsweise einem Metallmatrix-Verbundstoff und/oder einem Verbundstoff mit organischer Matrix, wie z. B. Kohlefaser, hergestellt werden. Als ein weiteres Beispiel kann zumindest ein Teil der Fanschaufel und/oder des Blatts zumindest zum Teil aus einem Metall, wie z. B. einem auf Titan basierendem Metall oder einem auf Aluminium basierenden Material (wie z. B. einer Aluminium-Lithium- Legierung) oder einem auf Stahl basierenden Material hergestellt werden. Die Fanschaufel kann mindestens zwei Bereiche umfassen, die unter Verwendung verschiedener Materialien hergestellt werden. Beispielsweise kann die Fanschaufel eine vordere Schutzkante aufweisen, die unter Verwendung eines Materials hergestellt wird, das dem Aufschlagen (beispielsweise von Vögeln, Eis oder anderem Material) besser widerstehen kann als der Rest der Schaufel. Solch eine vordere Kante kann beispielsweise unter Verwendung von Titan oder einer auf Titan basierenden Legierung hergestellt werden. Somit kann die Fanschaufel lediglich als ein Beispiel einen auf Kohlefaser oder Aluminium basierenden Körper (wie z. B. eine Aluminium-Lithium-Legierung) mit einem vorderen Rand aus Titan aufweisen.
Ein Fan, der hier beschrieben und/oder beansprucht wird, kann einen mittleren Abschnitt umfassen, von dem sich die Fanschaufeln, beispielsweise in einer radialen Richtung, erstrecken können. Die Fanschaufeln können auf beliebige gewünschte Art und Weise an dem mittleren Abschnitt angebracht sein. Beispielsweise kann jede Fanschaufel eine Fixierungsvorrichtung umfassen, die mit einem entsprechenden Schlitz in der Nabe (oder Scheibe) in Eingriff gelangen kann. Lediglich als ein Beispiel kann solch eine Fixierungsvorrichtung in Form eines Schwalbenschwanzes vorliegen, der zur Fixierung der Fanschaufel an der Nabe/Scheibe in einen entsprechenden Schlitz in der Nabe/Scheibe eingesteckt und/oder damit in Eingriff gebracht werden kann. Als ein weiteres Beispiel können die Fanschaufeln integral mit einem mittleren Abschnitt ausgebildet sein. Solch eine Anordnung kann als eine Blisk oder ein Bling bezeichnet werden. Ein beliebiges geeignetes Verfahren kann zur Herstellung solch einer Blisk oder solch eines Bling verwendet werden. Beispielsweise kann zumindest ein Teil der Fanschaufeln aus einem Block maschinell herausgearbeitet werden und/oder mindestens ein Teil der Fanschaufeln kann durch Schweißen, wie z. B. lineares Reibschweißen, an der Nabe/Scheibe angebracht werden.
Die Gasturbinentriebwerke, die hier beschrieben und/oder beansprucht werden, können oder können nicht mit einer VAN (Variable Area Nozzle - Düse mit variablem Querschnitt) versehen sein. Solch eine Düse mit variablem Querschnitt kann im Betrieb eine Variation des Ausgangsquerschnitts des Bypasskanals erlauben. Die allgemeinen Prinzipien der vorliegenden Offenbarung können auf Triebwerke mit oder ohne eine VAN zutreffen.
Der Fan einer Gasturbine, die hier beschrieben und/oder beansprucht wird, kann eine beliebige gewünschte Anzahl an Fanschaufeln, beispielsweise 16, 18, 20 oder 22 Fanschaufeln, aufweisen.
Gemäß der hier erfolgenden Verwendung können
Konstantgeschwindigkeitsbedingungen die Konstantgeschwindigkeitsbedingungen eines Luftfahrzeugs, an dem das Gasturbinentriebwerk angebracht ist, bedeuten. Solche Konstantgeschwindigkeitsbedingungen können herkömmlicherweise als die Bedingungen während des mittleren Teils des Flugs definiert werden, beispielsweise die Bedingungen, denen das Luftfahrzeug und/oder das Triebwerk zwischen (hinsichtlich Zeit und/oder Entfernung) dem Ende des Steigflugs und dem Beginn des Sinkflugs ausgesetzt wird bzw. werden.
Lediglich als ein Beispiel kann die Vorwärtsgeschwindigkeit bei der Konstantgeschwindigkeitsbedingung bei einem beliebigen Punkt im Bereich von Mach 0,7 bis 0,9, beispielsweise 0,75 bis 0,85, beispielsweise 0,76 bis 0,84, beispielsweise 0,77 bis 0,83, beispielsweise 0,78 bis 0,82, beispielsweise 0,79 bis 0,81 , beispielsweise in der Größenordnung von Mach 0,8, in der Größenordnung von Mach 0,85 oder in dem Bereich von 0,8 bis 0,85 liegen. Eine beliebige Geschwindigkeit innerhalb dieser Bereiche kann die Konstantgeschwindigkeitsbedingung sein. Bei einigen Luftfahrzeugen können die Konstantgeschwindigkeitsbedingung außerhalb dieser Bereiche, beispielsweise unter Mach 0,7 oder über Mach 0,9, liegen.
Lediglich als ein Beispiel können die Konstantgeschwindigkeitsbedingungen standardmäßigen atmosphärischen Bedingungen bei einer Höhe entsprechen, die im Bereich von 10.000 m bis 15.000 m, beispielsweise im Bereich von 10.000 m bis 12.000 m, beispielsweise im Bereich von 10.400 m bis 11.600 m (etwa 38.000 Fuß) beispielsweise im Bereich von 10.500 m bis 11.500 m, beispielsweise im Bereich von 10.600 m bis 11.400 m, beispielsweise im Bereich von 10.700 m (etwa 35.000 Fuß) bis 11.300 m, beispielsweise im Bereich von 10.800 m bis 11.200 m, beispielsweise im Bereich von 10.900 m bis 11.100 m, beispielsweise in der Größenordnung von 11.000 m, liegt. Die Konstantgeschwindigkeitsbedingungen können standardmäßigen atmosphärischen Bedingungen bei einer beliebigen gegebenen Höhe in diesen Bereichen entsprechen.
Lediglich als ein Beispiel können die Konstantgeschwindigkeitsbedingungen Folgendem entsprechen: einer Vorwärts-Mach-Zahl von 0,8; einem Druck von 23.000 Pa und einer Temperatur von -55 °C.
So wie sie hier durchweg verwendet werden, können„Konstantgeschwindigkeit“ oder „Konstantgeschwindigkeitsbedingungen“ den aerodynamischen Auslegungspunkt bedeuten. Solch ein aerodynamischer Auslegungspunkt (oder ADP - Aerodynamic Design Point) kann den Bedingungen (darunter beispielsweise die Mach-Zahl, Umgebungsbedingungen und Schubanforderung), für die der Fanbetrieb ausgelegt ist, entsprechen. Dies kann beispielsweise die Bedingungen, bei denen der Fan (oder das Gasturbinentriebwerk) konstruktionsgemäß den optimalen Wirkungsgrad aufweist, bedeuten.
Im Betrieb kann ein Gasturbinentriebwerk, das hier beschrieben und/oder beansprucht wird, bei den Konstantgeschwindigkeitsbedingungen, die hier an anderer Stelle definiert werden, betrieben werden. Solche Konstantgeschwindigkeitsbedingungen können von den Konstantgeschwindigkeitsbedingungen (beispielsweise den Bedingungen während des mittleren Teils des Fluges) eines Luftfahrzeugs, an dem mindestens ein (beispielsweise zwei oder vier) Gasturbinentriebwerk(e) zur Bereitstellung von Schubkraft befestigt sein kann, bestimmt werden.
Für den Fachmann ist verständlich, dass ein Merkmal oder Parameter, das bzw. der in Bezug auf einen der obigen Aspekte beschrieben wird, bei einem beliebigen anderen Aspekt angewendet werden kann, sofern sie sich nicht gegenseitig ausschließen. Des Weiteren kann ein beliebiges Merkmal oder ein beliebiger Parameter, das bzw. der hier beschrieben wird, bei einem beliebigen Aspekt angewendet werden und/oder mit einem beliebigen anderen Merkmal oder Parameter, das bzw. der hier beschrieben wird, kombiniert werden, sofern sie sich nicht gegenseitig ausschließen.
Es werden nun beispielhaft Ausführungsformen mit Bezug auf die Figuren beschrieben; in den Figuren zeigen:
Figur 1 eine Darstellung von Schwingungsanregungen unter einer globalen
Abnutzung (links) und einem lokalen Pittingschaden (rechts);
Figur 2 Beispielsignale für Schwingungssignale eines unbeschädigten
Zahnkontaktes (links) und eines Zahnkontaktes mit Pittingschaden (rechts);
Figur 3 eine erste Ausführungsform eines Verfahrens zur Ermittlung des
Zustandes einer Zahnpaarung und / oder eines Zahnes eines mechanischen Systems;
Figuren 4A bis 4D schematische Darstellungen unterschiedlicher Stellungen von
Planetenrädern in einem epizyklischen Planetengetriebe;
Figur 5 eine Darstellung einer drehwinkelsynchronen Fensterung der
Vibrationssignale; Figur 6 eine zweite Ausführungsform insbesondere mit einer Lebensdauerschätzung eines mechanischen Systems;
Figur 7 eine Seitenschnittansicht eines Gasturbinentriebwerks;
Figur 8 eine Seitenschnittgroßansicht eines stromaufwärtigen Abschnitts eines
Gasturbinentriebwerks;
Figur 9 eine zum Teil weggeschnittene Ansicht eines Getriebes für ein
Gasturbinentriebwerk;
Figur 10 Beispiel für Berechnung von Zustandsindikatoren mittels einer Residual
Analysis aus dem Seitenbandspektrum.
Bevor auf mögliche Anwendungen von Ausführungsformen der Vorrichtung und des Verfahrens zur Ermittlung, insbesondere der Überwachung des Zahnzustandes in mechanischen Systemen, wie z.B. in einem Getriebe 30 (siehe Figuren 7 bis 9) oder einer Keilwellenverbindung, eingegangen wird, werden zunächst Grundlagen der Ausführungsformen beschrieben. Dabei geht es insbesondere um die Erkennung von Schäden an Zähnen, wie dem Pitting, dem Spalling, oder Rissen am Zahnfuß.
Unter Pitting wird hier insbesondere ein Materialausbruch unter wechselnder Belastung verstanden, der durch oberflächennahe Mikrorissbildung hervorgerufen wird. Unter Spalling wird das Abplatzen von Partikeln unter mechanischer Einwirkungen verstanden. Eine weitere Schadensart ist das Scuffing, die Erzeugung von Abrieb im Bereich von Zahnflanken.
In den Ausführungsformen wird mindestens ein Schwingungssensor 50 eingesetzt, der die Beschleunigung, den Körperschall und / oder mechanische Veränderungen, wie z.B. Dehnungen, im mechanischen System erfasst.
Dabei werden Schwingungen a(t) (Vibrationen) mittels des mindestens einen Schwingungssensors 50 (Beschleunigungssensor und / oder Körperschallsensor) erfasst. Hierbei unterscheiden sich diese beiden Sensortypen darin, dass der Beschleunigungssensor im Gegensatz zum Körperschallsensor eine träge Masse besitzt und für geringere Schwingungsbandbreiten z.B. unterhalb von 50 kHz spezifiziert ist. Der Körperschallsensor ist für höherfrequente Signalanregungen z.B. oberhalb von 50 kHz geeignet und besitzt keine träge Masse und muss entweder in das zu untersuchende Material fest eingebettet oder auf der Materialoberfläche verklebt werden, so dass elastische Wellen an der Materialoberfläche den Körperschallsensor verformen können und die hierdurch induzierte Ladungsänderung von außen abgegriffen werden kann. Die genannten Bauformen der Schwingungssensoren 50 sind lediglich beispielhaft zu verstehen.
Die vom mindestens einen Schwingungssensor 50 erfassten mechanischen Schwingungen werden in Signale umgewandelt, die dann einer Signalverarbeitung unterzogen werden. Dabei unterscheiden sich die erfassten Frequenzen und Muster der Schwingungen je nach dem Schadensfall an den Zahnflanken oder am Zahn selbst.
So wird z.B. das hochfrequente Schwingungsspektrum durch einen lokal begrenzten Pitting-Schaden an einzelnen Zahnflanken verstärkt angeregt.
Durch ein zunehmendes Zahnflankenspiel (beispielsweise durch gleichmäßig über alle Zähnen auftretenden Zahnflankenverschleiß) wird eine verstärkte niederfrequente Schwingungsanregung im Bereich der Zahnraddrehzahl hervorgerufen, welche zu einer Amplitudenmodulation der Schwingungssignale führt.
Bei den Schadensarten können lokale Schäden (z.B. Pitting, Spalling, Tooth root crack) und global verteilte Schäden (z.B. Scuffing, Abnutzung) unterschieden werden.
Dabei treten auch Mischformen beider Schadensarten auf.
Lokal verteilte Schäden führen im Gegensatz zu global verteilten Schäden zu einer verstärkten Anregung von tieffrequenten Schwingungsereignissen im Bereich der Drehzahl und somit zu Amplitudenmodulationseffekten. Diese können u.a. durch eine Zunahme von Seitenbändern im Schwingungsspektrum von global verteilten Schäden differenziert werden. Demnach eignet sich die Auswertung von Seitenbändern, um zunächst zu klassifizieren, ob es sich beim diagnostizierten Schaden um einen globalen oder lokalen Schaden handelt.
Innerhalb der lokalen Schäden gestaltet sich die Differenzierung des Schwingungsverhaltens schwieriger, da die schadensbedingte zusätzliche Schwingungsanregung meist von Zahnflankenoberflächenveränderungen (Pitting, Spalling) ausgeht. Je nach Größe der Zahnflankenoberflächenschäden (z.B. in Form unterschiedlich großer Materialausbrüche) werden elastische Wellen im Material mit unterschiedlich hohen Frequenzbereichen angeregt. Zur Erfassung dieser elastischen Wellen ist ein Körperschallsensor besser geeignet als ein Beschleunigungssensor. Demnach kann der Frequenzbereich der zusätzlichen Anregung ebenfalls für eine Schadensbestimmung eingesetzt werden.
Da Spalling über der gesamten Zahnflankenfläche auftritt, wobei hingegen Pitting meist nur im Zahnfuß- oder Zahnkopfbereich auftritt, könnten diese beiden Schadensarten über eine zahneingriffsabhängige Merkmalsbestimmung aus den Körperschallsignalen, wie sie nachfolgend erläutert wird, voneinander unterschieden werden.
Der lokal auftretende Schaden eines Zahnfußrisses führt hingegen zu einer Abnahme der Zahnfedersteifigkeit eines einzelnen Zahnes und somit zur Anregung von tieffrequenten Schwingungsereignissen im Bereich der Drehzahl. Demnach lässt sich das Anregungsverhalten durch einen Zahnbruch vom Anregungsverhalten von Pitting oder Spalling aufgrund der unterschiedlichen Schadenseffekte unterscheiden.
In Figur 1 links ist beispielhaft dargestellt, wie der global verteilte Schaden der Abnutzung zu einer Zunahme des Zahnflankenspiels und somit zu einer gestörten Schwingungsanregung führt, die sich in einer Unwucht einer Zahnradwelle zeigt. Dabei werden die Schwingungen a(<p) über die Drehwinkel <p aufgetragen. Der Drehwinkel ist insbesondere ein Maß dafür, welche Eingriffsstellung eine Zahnpaarung aufweist. Der lokal verteilte Pitting-Schaden in Figur 1 rechts hingegen führt zu einer zusätzlichen hochfrequenten Anregung, wenn der Pitting -behaftete Zahnradzahn sich im Eingriff befindet.
In der linken Seite der Figur 1 ist die seitliche Verschiebung der Peaks des Schwingungssignals a(t) ein Schwingungsmuster V, das charakteristisch für Abnutzungsschäden ist. Auf der rechten Seite der Figur 1 ist das überlagerte, hochfrequente Schwingungsmuster V charakteristisch für Pitting. Analog können auch für andere Schadensarten ähnliche Schwingungsmuster V ermittelt werden.
In Figur 2 sind Körperschallsignale ohne jeglichen Zahnflankenschaden (links) und mit Zahnflankenschaden durch Pitting (rechts) dargestellt. Hierbei zeigt sich, dass lokal bei einem Zahneingriff beschädigter Zähne eine hochfrequente Anregung von Körperschallsignalen erfolgt. Der gezeigte Ausschnitt zeigt nur den Zahneingriff, nicht aber die niederfrequente Anregung durch die Welle. Der Zahneingriffs- Grundfrequenz (Figur 2, links) sind zusätzlich noch die höherharmonischen Anteile bis etwa zur 10. Flarmonischen überlagert, wodurch kein rein monofrequentes Schwingungssignal erzeugt wird.
Da sich das Schwingungsmuster über dem Zahneingriffszustand verändert, kann eine Trennung der Schwingungsmuster nach den einzelnen Zahneingriffskontaktstellungen (z.B. Einzeleingriff und Doppeleingriff) mit Hilfe der zuvor bestimmten absoluten Drehwinkeldaten erfolgen. Einzelne Zahneingriffspunkte werden hierbei in Quantile unterteilt. Das Vibrations- bzw. Körperschallsignal wird ausgewertet und dann den einzelnen Quantilen zugeordnet. Die Quantile sind dabei über dem absoluten Drehwinkel definiert.
Mittels einer drehwinkelbasierten Signaltrennung sollen insbesondere Körperschallereignisse, welche infolge eines lokalen Zahndefektes angeregt werden, besser lokalisiert und mittels Fehlerisolation mit höherer Genauigkeit einem bestimmten Fehlerfall zugeordnet werden können. Dies wird in der Folge näher erläutert. Dies unterscheidet sich vom Stand der Technik, da bisher z.B. im Falle von Planetengetrieben nur eine Trennung nach Vibrationsmustern, die einer bestimmten Planetenzahnradpaarung, Sonnenradzahn-Planetenradzahn oder Planetenradzahn- Hohlradzahn, zuordbar sind, vorgenommen wird (D'Elia, G.; Mucchi, E.; Cocconcelli, M. (2017): On the Identification of the angular Position of gears for the diagnostics of planetary gearboxes. In: Mechanical Systems and Signal Processing 83, S. 305-320. DOI: 10.1016/j.ymssp.2016.06.016, McFadden, P. D. (1991 ): A technique for calculating the time domain averages of the Vibration of the individual planet gears and the sun gear in an epicyclic gearbox. In: Journal of Sound and Vibration 144 (1 ), S. 163-172. DOI: 10.1016/0022-460X(91 )90739-7.).
In Figur 3 ist eine erste Ausführungsform eines Verfahrens dargestellt, mit dem der Zahnzustand mit Hilfe eines Schwingungssensors 50 ermittelt wird. Dabei stellt der mindestens eine Schwingungssensor 50 Schwingungsdaten a(t) bereit. Ein Drehwinkelsensor 51 stellt Drehwinkeldaten <p(t) bereit.
In einem ersten Schritt 101 wird eine drehwinkelsynchrone Nachabtastung der Schwingungsdaten a(t) unter Verwendung der Drehwinkeldaten cp(t) vorgenommen.
Anhand der Figuren 4A bis 4D soll zunächst die drehwinkelsynchrone Nachabtastung anhand eines epizyklischen Planetengetriebes 30 (siehe auch Figuren 7 bis 9) dargestellt werden.
Die Figuren 4A bis 4D zeigen jeweils schematisch ein an sich bekanntes epizyklisches Planetengetriebe 30 mit festem Hohlrad 38 (siehe Darstellung in der Figur 4A) und Planetenräder Pi, P2, P3. Der Carrier 34 (auch Planetenträger oder Steg genannt), der die Planetenräder Pi, P2, P3 untereinander fest verbindet, ist hier aus Gründen der Übersichtlichkeit nicht dargestellt.
Ein Planetenrad Pi, P2, P3 des Getriebes 30 besitzt jeweils die Drehfrequenz fP = wR/ 2p. Die mit dem Carrier 34 verbundene Welle weist die Abtriebsfrequenz fc = w0/2p auf. Das Sonnenrad S weist die Drehfrequenz fs = ws/ 2p auf. Die Verwendung eines epizyklischen Planetengetriebes 30 mit drei Planetenrädern Pi, P2, P3 ist hier rein beispielhaft gewählt. Es können auch mehr, insbesondere fünf Planetenräder verwendet werden. Auch ist es nicht zwingend, dass bei festem Hohlrad H der Antrieb über das Sonnenrad S und der Abtrieb über den Carrier 34 erfolgt. Grundsätzlich können der Antrieb oder der Abtrieb auch jeweils durch eine Paarung von Hohlrad H, Sonnenrad S oder Carrier 34 vorgenommen werden. Auch ist es grundsätzlich möglich, dass jeweils Hohlrad H, Sonnenrad S oder der Carrier 34 fest angeordnet sind.
Der Schwingungssensor 50 dient der Erfassung des Körperschalls im epizyklischen Planetengetriebe 30. Der Körperschall sind die Schwingungen a(t), die sich im Festkörper des epizyklischen Planetengetriebes 30 ausbreiten, so dass im Folgenden auch von Schwingungsdaten gesprochen wird. Eine mögliche Ausführungsform einer Sensorvorrichtung 1 weist einen piezoelektrischen Sensor auf, mit dem Körperschall erfassbar ist.
Ausgangspunkt für die Ausführungsformen, die im Folgenden dargestellt werden, ist die Auswertung des am oder im epizyklischen Planetengetriebes 30 detektierten Körperschalls.
Viele Zahnschäden in epizyklischen Planetengetrieben 30 beeinflussen die Körperschallanregung am Zahneingriffspunkt der Verzahnung. Damit wirkt sich ein Getriebeschaden auf das Schwingungsverhalten des Planetengetriebes 30 aus.
Aus diesem Grund sind Beschleunigungsaufnehmer zur Erfassung des Zahnzustandes geeignet. Allerdings empfängt ein Beschleunigungsaufnehmer auf Grund der um das Sonnenrad S rotierenden Planetenräder Pi, P2, P3 und mehrerer gleichzeitiger Planetenzahneingriffe ein komplexes amplitudenmoduliertes Schwingungssignal.
Es ist aber möglich - wie im Folgenden gezeigt wird - die aus den Schäden resultierenden Signaturen, d.h. Muster, in den erfassten Schwingungssignalen mittels bestimmter Mustererkennungsverfahren und Vorrichtungen zur Mustererkennung den Schäden zuzuordnen. Ein Verfahren, um stochastische Vibrationssignalanteile gegenüber deterministischen Vibrationssignalanteilen einzelner Planetenräder Pi, P2, P3 (d.h. den potentiellen Schadenssignalen) zu dämpfen, ist das Time-Synchronous-Averaging-Verfahren (TSA), welches erstmals von McFadden ( Technique for calculating the time domain averages of the Vibration of the individual planet gears and the sun gear in an epicyclic gearbox. In: Journal of Sound and Vibration 144 (1991 ), Nr. 1 , 163-172), entwickelt wurde.
Nachfolgend wird das TSA Verfahren anhand der Figur 5 genauer erläutert, wobei auf die Kinematik des epizyklischen Planetengetriebes 30 gemäß den Figuren 4A bis 4D Bezug genommen wird.
Angenommen, alle Zahnradzähne des Planetengetriebes 30 befinden sich - wie in Figur 4A dargestellt - zum Zeitpunkt Tc=0 in der Initialwinkelstellung G0 = f(u)s(0>, Ü C (0>, (J P(0>)· Damit kann genau festgelegt werden, welche Zahnradzähne in der Initialwinkelstellung Gogenau ineinandergreifen.
Treibt nun das Antriebszahnrad (im Beispiel der Figur 4A bis 4D das Sonnenrad S) die Planetenräder R-i , P2, P3 und somit die Stegwelle in Antriebs-Drehrichtung an, dann befindet sich die Stegwelle bei Tc=1 (Figur 4D) wieder in ihrer Initialwinkelstellung.
In den Figuren 4A bis 4D ist das erste Planetenrad Pi durch eine dunkle Farbgebung hervorgehoben. Auf dem ersten Planetenrad Pi ist jeweils ein Zahn RP1 hervorgehoben. Auf dem Sonnenrad S jeweils ein Zahn Rs.
Die Planetenräder P-i, P2, P3 und das Sonnenrad S besitzen jedoch in diesem Winkelpunkt gegenüber der Initialstellung eine andere absolute Drehwinkelstellung, wie in Figur 4D bei Tc=1 anhand der Zahnmarkierungen RP1, Rs auf dem Planetenrad Pi und dem Sonnenrad S abgelesen werden kann.
Demnach wird die Initialwinkelstellung Go erst nach nc,Spr Stegwellenumdrehungen (siehe unten) erreicht. Diese als "Zahneingriffs-Periodizität" beschriebene Umdrehungszahl berechnet sich mithilfe der kleinsten gemeinsamen Vielfachen (kgV) der Zähnezahlen (nach D’Elia, Mucchi, Cocconcelli, On the Identification of the angular position of gears for the diagnostics of planetary gearboxes. Mechanical Systems and Signal Processing 83, (2017), S. 305-320):
_ kgV(kgV(zp,zH), kgV(zs,zP))
ftc.spr — t-
ZH
mit zH Anzahl Zähne Hohlrad H
zs Anzahl Zähne Sonnenrad S
zP Anzahl Zähne Planetenräder R-i, P2, P3.
Bei einem beispielhaften Planetengetriebe 30 mit zH=120, zP=35 und zs=50 ergibt sich ein ncspr = 35.
Beim oben erwähnten TSA-Verfahren werden die kontinuierlich aufgezeichneten Sensorsignale (d.h. die Vibrationssignale des Körperschalls) zunächst drehwinkelsynchron nachabgetastet und anschließend in Segmente geteilt, so dass die Segmentlänge der Umdrehungsperiode eines zu untersuchenden Zahnrades entspricht.
Wird das Verfahren auf ein Planetenrad Pi, P2, P3 mit der relativen Drehfrequenz fc+fp angewendet, dann entspricht die Länge eines Segments der Periode (fc-fp)-1 (nach Yu, Early Fault Detection for Gear Shaft and Planetary Gear Based on Wavelet and Hidden Markov Modeling, Dissertation, University of Toronto, 2011 ).
Hierbei werden die Signaldaten x in jedem Segment mit einer geeigneten Fensterfunktion wwin multipliziert,
Xwin = wwl„ (2) wobei das Maximum der Fensterfunktion mit dem Stegdrehwinkelpunkt zusammenfällt, wenn sich das betrachtete k-te Planetenzahnrad direkt unterhalb der Sensorvorrichtung 1 für die Vibrationen befindet. Diese Segmentierung wird für jedes Planetenrad Pi , P2, P3 durchgeführt; so dass die Segmente eines Planetenrades Pi , P2, P3 wie folgt der jeweiligen Segmentmenge vk zugeordnet werden können.
Figure imgf000024_0001
Bei ausreichend umfangreichen Messdaten liegen Messreihen mehrerer Zahneingriffs-Periodizitäten bei konstanten Getriebeparametern (Drehzahl, Abtried rehmoment, Temperatur) vor, so dass zu jedem xwin (Tc=n * 1/3) mit n e N mehrere gefensterte Vibrationssignale vorhanden sind.
Unter der Annahme, dass die Vibrationssignalmuster innerhalb gleicher Verzahnungssegmentmengen vx für gleiche Tc im Idealfall gleich sind, werden die Signale xw>n (Tc=n * 1/3) für jedes n = 0, ... , nspr anschließend gemittelt.
Mithilfe des TSA-Verfahrens wird demnach der Zeitbereich der Vibrationsschwingungssignale, wenn sich ein Planetenrad Pi , P2, P3 in der Nähe der Sensorvorrichtung 1 befindet, isoliert ausgewertet von den Zeitbereichen, wenn sich kein Planetenrad Pi , P2, P3 in der Nähe der Sensorvorrichtung 1 aufhält (siehe Ha et al., Autocorrelation-based time synchronous averaging for condition monitoring of planetary gearboxes in wind turbines. In Mechanical Systems and Signal Processing, 70-71 (2016), S. 161 -175 und McFadden op. cit.).
Damit ist es möglich, die absolute Winkelstellung (p0,c des Planetenträgers 34, die absolute Winkelstellung cp0,p der Planetenräder Pi , P2, P3 und / oder die absolute Winkelstellung cp0,s des Sonnenrades S rechnerisch zu bestimmen. Alternativ können die absoluten Drehwinkeldaten f0 auch durch einen Drehwinkelgeber (z.B. an der Antriebswelle) ermittelt werden.
Dies alles (Figur 4 und 5) erfolgt in Figur 3 der Schritt 102. Somit können aus den gemessenen Schwingungsdaten a(t), winkelabhängige Schwingungsdaten a(<p) bestimmt werden (siehe Schritt 101 in Figur 3), die dann dazu dienen, die gemessenen Schwingungsdaten mittels Schritt 102 einzelnen Zahnpaarungen zuzuordnen. Dies ist in Figur 3 als Ergebnis des Schrittes 103 dargestellt.
Nun kann festgestellt werden, welche Art von Schäden an einer einzelnen Zahnpaarung vorliegt.
Dazu wird ein Rechnermodell M verwendet, das mittels maschinellem Lernen ermittelt wurde (z.B. Support-Vector-Machine, artificial neuronal networks, Markovketten oder vergleichbare Algorithmen). In Versuchen werden Schwingungsdaten mit Schwingungsmustern V (siehe Figur 1 ) erhoben, die von bekannten Schäden an Zähnen erzeugt werden. Damit können durch entsprechendes Training Klassen von Schäden, d.h. anhand der Klassifikation der Schwingungsmuster V, ermittelt werden, welche sich an bestimmten Mustern in den Schwingungsdaten zeigen.
Somit kann in Schritt 104 der Figur 3 eine Fehlerklassifikation und -Zuordnung, und zwar zahngenau, durchgeführt werden, so dass insbesondere online erkannt (d.h. im Betrieb) werden kann, an welcher Zahnpaarung oder welchem einzelnen Zahn ein Schaden vorliegt. Als Ergebnis des Schritts 104 wird ein Signal 111 mit einer Statusinformation für die mindestens eine Zahnpaarung und / oder den mindestens einen Zahn abgegeben.
Es sei angemerkt, dass die Ausführungsform des Verfahrens hier am Beispiel eines Planetengetriebes dargestellt wurde (siehe auch Figuren 7 bis 9). Grundsätzlich ist es auch möglich Zähne und / oder Zahnpaarungen in anderen Maschinenteilen so zu untersuchen. So können z.B. Zahnwellen, Keilwellen oder Welle-Nabe Verbindung mit Schwingungssensoren 50 gekoppelt werden, um aus den Schwingungsdaten a(t) Rückschlüsse auf mögliche Schäden zu ziehen. Auch dabei erfolgt zunächst eine winkelabhängige Trennung der Signale für eine kinematische (oder geometrische) Zuordnung der Schwingungsursache. Anschließend kann dann mit dem Rechnermodell M anhand der ermittelten Schwingungsmuster V festgestellt werden, welcher Art der Schaden ist.
In der Figur 6 ist eine zweite Ausführungsform dargestellt, die auf der Ausführungsform gemäß Figur 3 beruht. Auf die entsprechende Beschreibung kann daher Bezug genommen werden.
Bei dieser Ausführungsform ist der Schritt 104 der ersten Ausführungsform in mehrere Schritte 104a, 104b aufgespalten. Die Ermittlung des Schadensmodells 107 wird hier ebenfalls als gesonderter Schritt dargestellt.
Die aufgetrennten Signale aus dem Schritt 103 werden hier in einer Signalanalyse 104a noch weiter aufbereitet. So werden unter Flinzuziehung weiterer Getriebeparameter, wie der Öltemperatur ϋoa, der Getriebetemperatur üPGB und / oder dem anliegenden Drehmoment M(t) Signalanalysen im Zeit- und / oder Frequenzbereich, sowie im Drehwinkel- und Ordnungsbereich durchgeführt. Im anschließenden Schritt 104b erfolgt dann die Klassifizierung der Schadensereignisse unter Verwendung des Rechnermodells M, wie in der ersten Ausführungsform beschrieben.
Möglichkeiten für Methoden in der Signalanalyse 104b sind:
• Rauschunterdrückungsverfahren: drehwinkelsynchrone Mittelung (TSA), Blinde Quellentrennung.
• Zeit-Frequenz-Transformationen: CWT, STFT, Wigner-Ville-Verteilung.
• Schätzalgorithmen: Extended-Kalman-Filter zur Schätzung der dominierenden Schwingungs-Flarmonischen und Separation von nichtlinearen Schwingungseinflüssen, welche aus lokalen Schäden resultieren können.
Die Auswertung erfolgt dabei zahnabhängig. Mittels der Signalanalyse 104a werden Merkmale (beschreiben u.a. Lastspitzen und Signalabnormalitäten auf den Zahnflanken) des Zahneingriffs erzeugt, um diese anschließend an die Fehlerklassifikations- und Fehlerdiagnose 104b zu übergeben, welche den Zweck haben, Schäden zu erkennen, zu separieren und zu beschreiben. Hierzu muss das verwendete Rechenmodell M zuvor mittels geeigneten Versuchen an Komponentenprüfständen antrainiert werden.
Dabei kann z.B. ein Biegebalkenmodell verwendet werden. Im Rahmen physikalisch sinnvoller Modellvariationen wird das Verhalten des realen schwingfähigen Systems mit Hilfe eines Biegebalkenmodells durch Approximation der Zahngeometrie und Anregung als Punktlast abgebildet. Die Anregung wird hervorgerufen durch die wirkenden Zahnnormal kräfte während des Zahneingriffs. Mit Hilfe des Modells werden dann die Deformation und der gedämpfte Schwingungsvorgang berechnet. Zahnschäden führen hierbei u.a. zu einer Verschiebung der Zahneingriffsschwingung (inklusive der Oberwellen) in ihrer Mittenfrequenz und Amplitude. Wird das Schwingungsverhalten im fehlerfreien Fall durch das Biegebalkenmodell hinreichend genau beschrieben, ist dann im Rahmen einer modellbasierten Zustandsüberwachung ein Beobachter in der Lage Abweichungen vom fehlerfreien Schwingungsverhalten bei auftretenden Zahnschäden zu detektieren.
In Abhängigkeit vom diagnostizierten Schadensfall, wird in der Versagensfehlerklassifikation 104 ein geeignetes Schadensmodell 107 (z.B. Verschleißmodell, Pittingmodell, Risswachstumsmodell) ausgewählt. Hierdurch kann die Degradierung auf den Zahnflanken in Abhängigkeit der generierten Schadensmerkmale beschrieben werden.
Aus der Fehlerklassifikation 104b und dem Schadensmodell 107 wird eine Abschätzung zum aktuellen Zustand der Verzahnung abgeleitet und diese Information zu Indikationszwecken im Verarbeitungsblock „Status“ 111 weiterverarbeitet. Dieser beschreibt den aktuellen Ist-Zustand der Verzahnung. Es wird z.B. ein Zustandsindikator (0-100%) ausgegeben.
Wenn das Schadensmodell 107 nicht vorhanden ist, dann kann eine Gradientenabschätzung mit den historischen Daten eingesetzt werden, um den Fehlerfortschritt zu quantifizieren und mit der Fehlererkennung die Lebensdauerprognose zu adaptieren.
Beispiele für geeignete Merkmale für die Fehlerklassifikation sind: Zeitbasierte Zustandsindikatoren: Residual Analysis, Energy Ratio, Energy Operator, FM0, FM4, AM Analysis, FM Analysis, NB4, NA4, NA4*.
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• Zhang et al., Features for Fault Diagnosis and Prognosis of Gearbox, Chemical Engineering Transactions, Vol. 33, 2013, S. 1027ff
• Statistische Merkmale: RMS, Peak, Peak to Peak, Kurtosis, Crest Factor, Skewness.
• Frequenzbasierte Merkmale: Statistische Kenngrößen aus CWT- oder Wavelet-Koeffizienten
Darüber hinaus soll insbesondere die Fehlererkennung durch bestimmte Ereignisse, welche beispielsweise infolge einer Überschreitung vordefinierter Grenzwerte ausgelöst werden, unterstützt werden.
Beispielsweise (siehe Fig. 10) können hierzu Zustandsindikatoren mittels einer Residual Analysis aus dem Seitenbandspektrum berechnet werden. Der RMS-Wert des Seitenbandspektrums bildet dann einen eindimensionalen Zustandsindikator, welcher in Figur 10 für einen mit der Zeit fortschreitenden Pittingschaden dargestellt ist. Hierbei zeigt sich, dass mit zunehmendem Schaden ein vordefinierter Grenzwert T überschritten wird. Neben der Signalanalyse 104a und der Fehlerklassifikations- und Fehlerdiagnose 104b umfasst die zweite Ausführungsform noch eine weitere Erweiterung gegenüber der ersten Ausführungsform, die zusätzlich (wie in Fig. 6 dargestellt) eingesetzt werden kann.
Dabei werden die Ergebnisse der Signalanalyse 104a und der Fehlerklassifikations und Fehlerdiagnose 104b für eine Lebensdauervorhersage 109, 110 oder für Offline- Analysen (106) genutzt.
Die Rohdaten a(f) und A(f) aus der Signalanalyse 104a werden zusätzlich an einen Ringspeicher 105 übergeben, um einen Trend 108 der Merkmalsveränderungen des Zahneingriffsmusters zu ermöglichen und darüber hinaus werden die Rohdaten in ein Schadensmodell 107 eingespeist. Die berechneten Quantile können hierbei über den Lebenszyklus hinaus (aus historischen Daten 105 und Flugzeug-Flottendaten) zur Trendanalyse 108 verwendet werden.
Zusätzlich wird a-Priori Knowledge 120, 121 verwendet. Dies ist hier Wissen über die Zahneingriffsfrequenz und die theoretischen Seitenbänder im Gut-fall. Weiteres Vorwissen ist z.B. notwendig um die Grenzen bzw. die Schadensfallausprägung im Schwingungssignal zu kennen (z.B. Pitting = Erhöhung der Amplituden in den Seitenbändern, Zahnanriss sichtbar in den Verschiebungen der Seitenbänder).
In Schritt 105 werden Kurzzeit-Daten gespeichert und in Schritt 106 für die Offline- Diagnose von der Engine auf eine Bodenstation transferiert. Die Langzeit- Trenddaten sowie Flotteninformationen werden in Schritt 105 empfangen und in Schritt 108 für eine Trendanalyse bereitgestellt.
In der Figur 6 ist ferner dargestellt, dass das Schadensmodell 107 und das Ergebnis der Klassifikation 104b dazu verwendet werden, um ein Lebenszeitmodell 109 aufzubauen.
Im Lebenszeitmodel („Lifetime Prediction Model“) 109 wird die Abschätzung zwischen dem aktuell geschätzten Ist-Zustand 111 der Verzahnung und dem Vergleich historischer Merkmale (als Trend-Analyse 107) vom Zahneingriff vorgenommen, um die verbleibende Lebensdauer des mechanischen Systems, insbesondere eines Getriebes, (RUL) 110 zu bestimmen und an den tatsächlichen Operationsbetrieb (adaptiv) anzupassen.
Optional kann unter Hinzuziehung weiterer externer Datenquellen, wie Wetterdaten, die Restlebensdauerschätzung 111 noch weiter verbessert werden.
Die in Fig. 3 und 6 dargestellten Ausführungsformen können zur Realisierung der Funktionen Softwarebausteine und / oder speziell programmierte Prozessoren verwenden.
In den Figuren 7 bis 9 wird als Beispiel eines mechanischen Systems, das mithilfe einer der Ausführungsformen auf Zahnschäden überwacht, ein Planetengetriebe 30 in einem Gasturbinentriebwerk 10 beschrieben. Diese Planetengetriebe 30 müssen über sehr lange Zeit zuverlässig funktionieren, so dass eine Überwachung auf Zahnschäden im Betrieb und auch eine Lebensdauerschätzung sinnvoll ist.
Figur 7 stellt ein Gasturbinentriebwerk 10 mit einer Hauptdrehachse 9 dar. Das Gasturbinentriebwerk 10 umfasst einen Lufteinlass 12 und ein Fan 23, der zwei Luftströme erzeugt: einen Kernluftstrom A und einen Bypassluftstrom B. Das Gasturbinentriebwerk 10 umfasst einen Kern 11 , der den Kernluftstrom A aufnimmt. Das Kerntriebwerk 11 umfasst in Axialströmungsreihenfolge einen Niederdruckverdichter 14, einen Hochdruckverdichter 15, eine Verbrennungseinrichtung 16, eine Hochdruckturbine 17, eine Niederdruckturbine 19 und eine Kernschubdüse 20. Eine Triebwerksgondel 21 umgibt das Gasturbinentriebwerk 10 und definiert einen Bypasskanal 22 und eine Bypassschubdüse 18. Der Bypassluftstrom B strömt durch den Bypasskanal 22. Der Fan 23 ist über eine Welle 26 und ein epizyklisches Planetengetriebe 30 an der Niederdruckturbine 19 angebracht und wird durch diese angetrieben.
Im Betrieb wird der Kernluftstrom A durch den Niederdruckverdichter 14 beschleunigt und verdichtet und in den Hochdruckverdichter 15 geleitet, wo eine weitere Verdichtung erfolgt. Die aus dem Hochdruckverdichter 15 ausgestoßene verdichtete Luft wird in die Verbrennungseinrichtung 16 geleitet, wo sie mit Kraftstoff vermischt wird und das Gemisch verbrannt wird. Die resultierenden heißen Verbrennungsprodukte breiten sich dann durch die Hochdruck- und die Niederdruckturbine 17, 19 aus und treiben diese dadurch an, bevor sie zur Bereitstellung einer gewissen Schubkraft durch die Düse 20 ausgestoßen werden. Die Hochdruckturbine 17 treibt den Hochdruckverdichter 15 durch eine geeignete Verbindungswelle 27 an. Der Fan 23 stellt allgemein den Hauptteil der Schubkraft bereit. Das epizyklische Planetengetriebe 30 ist ein Untersetzungsgetriebe.
Eine beispielhafte Anordnung für ein Getriebe-Fan-Gasturbinentriebwerk 10 wird in Figur 8 gezeigt. Die Niederdruckturbine 19 (siehe Figur 7) treibt die Welle 26 an, die mit einem Sonnenrad 28 des epizyklischen Planetengetriebes 30 gekoppelt ist. Mehrere Planetenräder 32, die durch einen Planetenträger 34 miteinander gekoppelt sind, befinden sich von dem Sonnenrad 28 radial außen und kämmen damit. Der Planetenträger 34 führt die Planetenräder 32 so, dass sie synchron um das Sonnenrad 28 kreisen, während er ermöglicht, dass sich jedes Planetenrad 32 um seine eigene Achse drehen kann. Der Planetenträger 34 ist über Gestänge 36 mit dem Fan 23 dahingehend gekoppelt, seine Drehung um die Triebwerksachse 9 anzutreiben. Ein Außenrad oder Hohlrad 38, das über Gestänge 40 mit einer stationären Stützstruktur 24 gekoppelt ist, befindet sich von den Planetenrädern 32 radial außen und kämmt damit.
Es wird angemerkt, dass die Begriffe „Niederdruckturbine“ und „Niederdruckverdichter“, so wie sie hier verwendet werden, so aufgefasst werden können, dass sie die Turbinenstufe mit dem niedrigsten Druck bzw. die Verdichterstufe mit dem niedrigsten Druck (d. h. dass sie nicht den Fan 23 umfassen) und/oder die Turbinen- und Verdichterstufe, die durch die verbindende Welle 26 mit der niedrigsten Drehzahl in dem Triebwerk (d. h. dass sie nicht die Getriebeausgangswelle, die den Fan 23 antreibt, umfasst) miteinander verbunden sind, bedeuten. In einigen Schriften können die „Niederdruckturbine“ und der „Niederdruckverdichter“, auf die hier Bezug genommen wird, alternativ dazu als die „Mitteldruckturbine“ und„Mitteldruckverdichter“ bekannt sein. Bei der Verwendung derartiger alternativer Nomenklatur kann der Fan 23 als eine erste Verdichtungsstufe oder Verdichtungsstufe mit dem niedrigsten Druck bezeichnet werden. Das epizyklische Planetengetriebe 30 wird in Figur 9 beispielhaft genauer gezeigt. Das Sonnenrad 28, die Planetenräder 32 und das Flohlrad 38 umfassen jeweils Zähne an ihrem Umfang, um ein Kämmen mit den anderen Zahnrädern zu ermöglichen. Jedoch werden der Übersichtlichkeit halber lediglich beispielhafte Abschnitte der Zähne in Figur 9 dargestellt. Obgleich vier Planetenräder 32 dargestellt werden, liegt für den Fachmann auf der Fland, dass innerhalb des Schutzumfangs der beanspruchten Erfindung mehr oder weniger Planetenräder 32 vorgesehen sein können. Praktische Anwendungen eines epizylischen Planetengetriebes 30 umfassen allgemein mindestens drei Planetenräder 32.
In Figur 9 ist schematisch ein Schwingungssensor 50 dargestellt, der außen am Gehäuse des Getriebes 30 angeordnet ist. Dabei kann dieser Schwingungssensor 50 z.B. einen Körperschallsensor und einen Beschleunigungssensor umfassen, um bereitere Frequenzbereiche abzudecken. Die antreibende Welle ist mit einem Drehwinkelsensor 51 gekoppelt, mit dem eine kinematische oder geometrische Zuordnung der Zähne der Planetenräder 32, der Zähne im Flohlrad 38 und der Zähne des Sonnenrades 28 möglich ist. Die Sensoren 50, 51 sind mit einer Datenverarbeitungsvorrichtung 60 gekoppelt, die die z.B. in den Figuren 3 und 6 beschriebenen Funktionen ausführen kann.
Das in Figur 8 und 9 beispielhaft dargestellte epizyklische Planetengetriebe 30 ist ein Planetengetriebe, bei dem der Planetenträger 34 über Gestänge 36 mit einer Ausgangswelle gekoppelt ist, wobei das Flohlrad 38 festgelegt ist. Jedoch kann eine beliebige andere geeignete Art von Planetengetriebe 30 verwendet werden. Als ein weiteres Beispiel kann das Planetengetriebe 30 eine Sternanordnung sein, bei der der Planetenträger 34 festgelegt gehalten wird, wobei gestattet wird, dass sich das Flohlrad (oder Außenrad) 38 dreht. Bei solch einer Anordnung wird der Fan 23 von dem Flohlrad 38 angetrieben. Als ein weiteres alternatives Beispiel kann das Getriebe 30 ein Differenzialgetriebe sein, bei dem gestattet wird, dass sich sowohl das Flohlrad 38 als auch der Planetenträger 34 drehen.
Es versteht sich, dass die in Figur 8 und 9 gezeigte Anordnung lediglich beispielhaft ist und verschiedene Alternativen in dem Schutzumfang der vorliegenden Offenbarung liegen. Lediglich beispielhaft kann eine beliebige geeignete Anordnung zur Positionierung des Getriebes 30 in dem Gasturbinentriebwerk 10 und/oder zur Verbindung des Getriebes 30 mit dem Gasturbinentriebwerk 10 verwendet werden. Als ein weiteres Beispiel können die Verbindungen (z. B. die Gestänge 36, 40 in dem Beispiel von Figur 8) zwischen dem Getriebe 30 und anderen Teilen des Gasturbinentriebwerks 10 (wie z. B. der Eingangswelle 26, der Ausgangswelle und der festgelegten Struktur 24) einen gewissen Grad an Steifigkeit oder Flexibilität aufweisen. Als ein weiteres Beispiel kann eine beliebige geeignete Anordnung der Lager zwischen rotierenden und stationären Teilen des Gasturbinentriebwerks 10 (beispielsweise zwischen der Eingangs- und der Ausgangswelle des Getriebes und den festgelegten Strukturen, wie z. B. dem Getriebegehäuse) verwendet werden, und die Offenbarung ist nicht auf die beispielhafte Anordnung von Figur 8 beschränkt. Beispielsweise ist für den Fachmann ohne Weiteres erkenntlich, dass sich die Anordnung von Ausgang und Stützgestängen und Lagerpositionierungen bei einer Sternanordnung (oben beschrieben) des Getriebes 30 in der Regel von jenen, die beispielhaft in Figur 8 gezeigt werden, unterscheiden würden.
Entsprechend dehnt sich die vorliegende Offenbarung auf ein Gasturbinentriebwerk mit einer beliebigen Anordnung der Getriebearten (beispielsweise sternförmig oder epizyklisch planetenartig), Stützstrukturen, Eingangs- und
Ausgangswellenanordnung und Lagerpositionierungen aus.
Optional kann das Getriebe Neben- und/oder alternative Komponenten (z. B. den Mitteldruckverdichter und/oder einen Nachverdichter) antreiben.
Andere Gasturbinentriebwerke, bei denen die vorliegende Offenbarung Anwendung finden kann, können alternative Konfigurationen aufweisen. Beispielsweise können derartige Triebwerke eine alternative Anzahl an Verdichtern und/oder Turbinen und/oder eine alternative Anzahl an Verbindungswellen aufweisen. Als ein weiteres Beispiel weist das in Figur 7 gezeigte Gasturbinentriebwerk eine Teilungsstromdüse 20, 22 auf, was bedeutet, dass der Strom durch den Bypasskanal 22 seine eigene Düse aufweist, die von der Triebwerkskerndüse 20 separat und davon radial außen ist. Jedoch ist dies nicht einschränkend und ein beliebiger Aspekt der vorliegenden Offenbarung kann auch auf Triebwerke zutreffen, bei denen der Strom durch den Bypasskanal 22 und der Strom durch den Kern 11 vor (oder stromaufwärts) einer einzigen Düse, die als eine Mischstromdüse bezeichnet werden kann, vermischt oder kombiniert werden. Eine oder beide Düsen (ob Misch- oder Teilungsstrom) kann einen festgelegten oder variablen Bereich aufweisen. Obgleich sich das beschriebene Beispiel auf ein Turbofantriebwerk bezieht, kann die Offenbarung beispielsweise bei einer beliebigen Art von Gasturbinentriebwerk, wie z. B. bei einem Open-Rotor- (bei dem die Fanstufe nicht von einer Triebwerksgondel umgeben wird) oder einem Turboprop-Triebwerk, angewendet werden. Bei einigen Anordnungen umfasst das Gasturbinentriebwerk 10 möglicherweise kein Getriebe 30.
Die Geometrie des Gasturbinentriebwerks 10 und Komponenten davon wird bzw. werden durch ein herkömmliches Achsensystem definiert, das eine axiale Richtung (die auf die Drehachse 9 ausgerichtet ist), eine radiale Richtung (in der Richtung von unten nach oben in Figur 7) und eine Umfangsrichtung (senkrecht zu der Ansicht in Figur 7) umfasst. Die axiale, die radiale und die Umfangsrichtung verlaufen senkrecht zueinander.
Es versteht sich, dass die Erfindung nicht auf die oben beschriebenen Ausführungsformen beschränkt ist und verschiedene Modifikationen und Verbesserungen vorgenommen werden können, ohne von den hier beschriebenen Konzepten abzuweichen. Beliebige der Merkmale können separat oder in Kombination mit beliebigen anderen Merkmalen eingesetzt werden, sofern sie sich nicht gegenseitig ausschließen, und die Offenbarung dehnt sich auf alle Kombinationen und Unterkombinationen eines oder mehrerer Merkmale, die hier beschrieben werden, aus und umfasst diese.
Bezugszeichenliste
Hauptdrehachse
10 Gasturbinentriebwerk
1 1 Kerntriebwerk
12 Lufteinlass
14 Niederdruckverdichter
15 Hochdruckverdichter
16 Verbrennungseinrichtung
17 Hochdruckturbine
18 Bypassschubdüse
19 Niederdruckturbine
20 Kernschubdüse
21 Triebwerksgondel
22 Bypasskanal
23 Fan
24 stationäre Stützstruktur
26 Welle
27 Verbindungswelle
28 Sonnenrad
30 Getriebe
32 Planetenräder
34 Planetenträger
36 Gestänge
38 Hohlrad
40 Gestänge
50 Schwingungssensor
51 Drehwinkelsensor
60 Datenverarbeitungsvorrichtung a(t) Schwingungsdaten cp(t) Drehzahlsensordaten
A Kernluftstrom
B Bypassluftstrom
M Rechnermodell für Schadensklassen
P, Planetenräder (i=1 , ... , 3)
S Sonnenrad
V Schwingungsmuster

Claims

Ansprüche
1. Verfahren zur Ermittlung des Zustandes mindestens einer Zahnpaarung und / oder mindestens eines Zahnes in einem mechanischen System, insbesondere in einem Zahnradgetriebe (30) oder einer Keilwelle, dadurch gekennzeichnet, dass a) Schwingungsdaten (a(t)) des mechanischen Systems von mindestens einem Schwingungssensor (50) aufgenommen werden (101 ), wobei b) die Schwingungsdaten (a(t)) mittels Drehwinkeldaten (cp(t), <p0) kinematisch oder geometrisch der mindestens einen Zahnpaarung und / oder dem mindestens einen Zahn als Quelle mindestens eines Schwingungsmusters (V) zugeordnet wird (102, 103), wobei das mindestens eine Schwingungsmuster (V) charakteristisch für einen mechanischen Schaden an der mindestens einen Zahnpaarung und / oder am mindestens einen Zahn ist, wobei bei der Zuordnung des Schwingungsmusters (V) zu der mindestens einen Zahnpaarung und / oder dem mindestens einen Zahn Getriebeparameter, insbesondere die Öltemperatur (q_OP), die Getriebetemperatur ( _PGB) und / oder das Drehmoment (M(t)), bei einer Signalanalyse berücksichtigt werden (104a) und c) mittels eines Rechnermodells (M) festgestellt wird (104), welcher Art der Schaden ist, und ein entsprechendes Signal, insbesondere die Wahl eines Schadensmodells (107), zur Charakterisierung des Ist-Zustandes (111 ) der mindestens einen Zahnpaarung und / oder des mindestens einen Zahnes abgegeben wird.
2. Verfahren nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Rechnermodell (M) mittels maschinellen Lernens anhand von mechanischen Schadensfällen trainiert wurde.
3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der mindestens eine Schwingungssensor (50) als Beschleunigungssensor oder Körperschallsensor ausgebildet ist.
4. Verfahren nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Zuordnung eines Schwingungsmusters (V) zu einem Schaden anhand der Frequenz erfolgt.
5. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Signalanalyse (104a) im Zeit- und / oder Frequenzbereich, sowie im Drehwinkel- und / oder Ordnungsbereich durchgeführt werden.
6. Verfahren nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Signalanalyse (104b) einen Schätzalgorithmus verwendet, insbesondere einen extended Kalman- Filter zur Schätzung der dominierenden Schwingungs-Flarmonischen und zur Separation von nichtlinearen Schwingungseinflüssen, welche aus lokalen Schäden resultieren.
7. Verfahren nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass alternativ oder zusätzlich zum Schadensmodell (107) eine Gradientenabschätzung aus historischen Daten verwendet wird, um den Fortschritt des Schadens zu bestimmen.
8. Verfahren nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass aus dem Ist-Zustand der mindestens einen Zahnpaarung und / oder des mindestens einen Zahnes (111 ) und historischer Daten (105) mit einer anschließenden Trendanalyse (108) automatisch ein Lebenszeitmodell (109, 110) des mechanischen Systems ermittelt wird.
9. Verfahren nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass eine Vorhersage unter Verwendung des Lebenszeitmodells (109, 110) adaptiv zur Steuerung oder Regelung des mechanischen Systems, insbesondere eines Getriebes 30, verwendet wird.
10. Vorrichtung zur Ermittlung des Zustandes mindestens einer Zahnpaarung und / oder mindestens eines Zahnes in einem mechanischen System, insbesondere in einem Zahnradgetriebe oder einer Keilwelle gekennzeichnet durch a) mindestens einen Schwingungssensor (50) zur Aufnahme von Schwingungsdaten (a(t)) des mechanischen Systems, b) ein Mittel zur kinematischen oder geometrischen Zuordnung (102, 103) der Schwingungsdaten (a(t)) mittels Drehwinkeldaten (cp(t), cp0) der mindestens einen Zahnpaarung und / oder dem mindestens einen Zahn als Quelle mindestens eines Schwingungsmusters (V), wobei das mindestens eine Schwingungsmuster (V) charakteristisch für einen mechanischen Schaden an der mindestens einen Zahnpaarung und / oder am mindestens einen Zahn ist, und c) einem Mittel zur Bestimmung des Schadens (104, 107) mittels eines Rechnermodells (M) und zur Abgabe eines entsprechendes Signals, insbesondere die Wahl eines Schadensmodells (107), zur Charakterisierung des Ist-Zustandes (111 ) der mindestens einen Zahnpaarung und / oder des mindestens einen Zahnes.
11. Gasturbinentriebwerk (10) für ein Luftfahrzeug, das Folgendes umfasst:
ein Kerntriebwerk (11 ), das eine Turbine (19), einen Verdichter (14) und eine die Turbine mit dem Verdichter verbindende Kernwelle (26) umfasst;
einen Fan (23), der stromaufwärts des Kerntriebwerks (11 ) positioniert ist, wobei der Fan (23) mehrere Fanschaufeln umfasst; und
ein Getriebe (30), das von der Kernwelle (26) antreibbar ist, wobei der Fan (23) mittels des Getriebes (30) mit einer niedrigeren Drehzahl als die Kernwelle (26) antreibbar ist, mit einer Vorrichtung gemäß Anspruch 10.
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