2. Многоцикловая усталость

При многоцикловой усталости ширина петли пластического гистерезиса мала и ее трудно измерить. Поэтому разрушение при многоцикловой усталости связывают с напряжениями. Расчет конструкций проводят в условиях упругости. По упругим напряжениям, используя критерии прочности при многоцикловой усталости, определяют прочность (долговечность) конструкции.

В турбомашинах многоцикловая усталость обусловлена вибрацией элементов; рабочих лопаток, вала, дисков под влиянием быстроменяющихся воздействий. Область частот циклического нагружения f < kn (где n — частота вращения ротора, k ≈ 100). При непрерывном циклическом нагружении в условиях таких частот критическое число циклов 1.10⁷ накапливается не более чем за несколько десятков часов при n = 50 с^-1 . Детали турбомашин должны иметь циклические напряжения, значения которых заведомо ниже предела усталости.

Циклическое напряжение в некоторой точке детали состоит из постоянной составляющей σ_m и переменной составляющей, амплитудное значение которой обозначается σ_а. Основные обозначения для циклических напряжений представлены на рис. 3.4.

Рис. 3.4. Изменения напряжения при несиммитричном цикле нагружения

Характеристика усталости при стационарном циклическом нагружении, для симметричного цикла (σ_min = - σ_maх) изображается кривой усталости (рис. 3.5), имеющей для большинства металлов и сплавов, применяемых в турбостроении, два участка.

На первом участке зависимость предела усталости σ_f от числа циклов до разрушения Np обычно может быть аппроксимирована формулой :

(3.10)

Где : N_р – число циклов

l и К — постоянные материала, зависящие от температуры. В двой­ных логарифмических координатах зависимость (3.10) изображается прямой линией.

На втором участке σ_f — постоянная величина, равная истинному пределу усталости при симметричном цикле σ_-1 , т.е. такому напряжению, ниже которого материал может выдержать без разрушения циклические напряжения неограниченно долгое время.

Рис. 3.5. Кривая усталости при симметричной цикле, участок АВ отвечает малоцикловой усталости, а часть кривой правее точи В – многоцикловой.

Примером усталостного повреждения лопаток является разрушение лопатки ступени II из сплава ЭИ765 после 320 ч испытаний на стенде газовой турбины ГТУ-15 (рис. 2.5). Осмотр ротора позволил установить, что трещины в основании первого зуба елочного хвостовика имелись еще на четырех лопатках ступени II; лопатки же ступени I, изготовленные из сплава ЭИ893, трещин не имели. Анализ аварии показал, что причинами разрушения лопаток являлись: вид сопряжения пера лопаток ступени II (корыта) с хвостовиком (подобная конструкция была выбрана в отличие от конструкции лопаток ступени I по технологическим причинам); заглушение пяти сопловых каналов при доводке установки с целью согласования работы турбины и компрессора: последнее создало парциальность подвода газа, которая и привела к повышенной вибрации лопаток. То, что разрушений подверглись лишь лопатки ступени II, связано с тем, что частотная диаграмма для них была менее благоприятна (запасы между рабочим и резонансным числами оборотов были меньше), чем для лопаток ступени I. [1]

Рис. 2.5. Усталостное разрушение лопатки из сплава ЭИ765:

а - внешний вид ротора; 6 - вид излома лопатки [1]

При появлении на каком-либо режиме работы двигателя резонансных колебаний напряжения в лопатках резко увеличиваются, в результате чего может пройзоити разрушение лопаток. На рис. 2.6 показаны поломки лопаток турбины с местом излома примерно в середине лопатки и у конца.

Рис. 2.6. Поломки лопаток турбины с местом излома [2]

Если поломка лопаток происходит от колебаний, то излом имеет характерный вид (рис. 2.7), свойственный поломке деталей из-за недостаточной усталостной прочности.

Рис. 2.7. Усталостные излолы лопаток [2]

Вибрационная отстройка рабочих лопаток при проектировании или модернизации реализуется изменением масштаба профилей («изменением хорды лопатки»), организацией дополнительной опоры в верхнем сечении лопатки с помощью бандажной полки, использованием стяжных и демпфирующих колец, конструкция которых показана на рис. 2.7.

Возможные последствия повышенной вибрации рабочей лопатки ЦНД паровой турбины представлены ниже. На рисунке представлена характерная картина излома при усталостном разрушении цилиндрического образца и рабочей лопатки.

1 – очаг, фокус разрушения, 2 – зона развития усталостной трещины (относительно гладкая); 3 – область долома; 4 – усталостные линии – следы продвижения фронта трещины трещина то ускоряется, то замедляется;

5 – рубцы образуются от слияния вторичных трещин при большой интенсивности переменных напряжения [1].

Чем выше уровень действующих напряжений, тем больше вероятность дополнительных трещин и, следовательно, рубцов.

[1] – Павлов П.А., Паршин Л.К. Расчет на усталость деталей

гусеничных и колесных машин. Уч. Пособие. ЛПИ. Л.: 1984.