Расчет вала начинается с составления эскиза ротора. При этом намечают осевые размеры рабочих и направляющих аппаратов и осевые зазоры между ними, размеры наружных уплотнений и подшипников. Размеры принимают по данным результатов теплового и конструктивного расчетов и кон­структивным соображениям. При­нятые размеры уточняют па стадии детального расчета и окончатель­ного конструктивного оформления проточной части.

Осевые зазоры между соплами и рабочими лопатками в зависимо­сти от длины лопаток можно вы­брать по кривым рис. 98, а — для активного облопатывания и по кривым рис. 98, б — для реактив­ного облопатывания. Кривая 1 от­носится к лопаткам, наименее уда­ленным, а кривая 2 — для наиболее удаленных лопаток от упорного подшипника. Осевая длина реак­тивных ступеней принимается рав­ной сумме двух ширин лопаток В и двух осевых зазоров. Осевую длину

активных ступеней определяют по кривым, приведенным на рис. 90, б. Длину многовенечной ступени принимают больше ука­занной на графике величины па сумму ширины добавочных вен­цов лопаток.

Расстояние между крайними дисками ротора или между край­ними лопатками на барабане равно сумме длин всех ступеней плюс осевые длины всех промежутков между ними, служащие для устройства различных каналов. Необходимость отбора пара из проточной части требует разнесения ступеней в местах отбора на расстояние 10—20 мм. Осевой зазор между регулировочной сту­пенью и следующей диафрагмой определяют из расчета обеспече­ния скорости пара не более 40—50 м/сек.

Диаметр шейки вала в опорных подшипниках оказывает боль­шое влияние на величину n_кр и приближенно может быть вычислен по передаваемому валом суммарному крутящему моменту:

где N_е— передаваемая мощность, квт;

п — частота вращения вала, об/сек;

[?] — допускаемое напряжение кручения, принимаемое при приближенных расчетах 35—40 Мн/м².

Отношение рабочей длины шейки подшипников к ее диаметру l₀ / d₀ = 0,85?0,95. Полная длина подшипника вместе с маслоотбойными кольцами l_п= 1,5 l₀.

Диаметр вала в местах наружных уплотнений может быть опре­делен по кривым (рис. 99) в зависимости от мощности турбины, причем для быстроходных турбин необходимо придерживаться верхних границ кривых, а для тихоходных — нижних. Общая длина наружных уплотнений принимается для ТВД 200—350 мм, для ТСД — 250—300 мм и для ТНД — 150—300 мм.

Диаметр вала по внутреннему уплотнению под диафрагмами может быть принят по рекомендациям, приведенным в § 55. Приближенное значение диаметра вала в местах расположения дисков.

где L₀ — расстояние между центрами опорных подшипников, м; п — частота вращения ротора, об/сек; D_ср — средний диаметр сту­пеней, м; т— отношение внутреннего диаметра вала к наружному; k — коэффициент, принимаемый 9?10⁶— 12,5-10⁶, в зависимости от назначения агрегата.

При проверке прочных размеров вала учитывают, что на него действуют: 1) силы собственного веса частей ротора, вызывающие изгиб вала; 2) крутящий момент от передаваемой валом мощности, вызывающий скручивание вала; 3) осевые усилия от составляю­щих динамического действия пара и у реактивных и активных сту­пеней с реакцией дополнительная сила от статической разности давлений пара на рабочих лопатках; 4) центробежные силы от неуравновешенных масс.

В соответствии с указанными усилиями производятся следую­щие проверочные расчеты:

1. Определение напряжений, возникающих от совместного дей­ствия изгибающего и крутящего моментов, при которых лимити­рующей величиной является наибольшее касательное напряжение (?_mах = 35?40 Мн/м² для турбинных валов из углеродистой стали и ?_mах =65 Мн/м² для валов из легированной стали).

2. Определение наибольшей стрелки прогиба ротора под дейст­вием внешних сил. Эта проверка необходима для установления со­ответствия между стрелкой прогиба ротора и радиальными зазо­рами, принятыми при тепловом расчете в облопатывании и уплот­нениях. Допустимые пределы наибольшей стрелки прогиба состав­ляют: 1) для роторов барабанного типа 0,025—0,125 мм; 2) для роторов дискового типа с жесткими вкладышами 0,06—0,375 мм и с самоустанавливающимися вкладышами 0,125—0,750 мм.

3. Определение критической частоты вращения для выяснения ее близости рабочей частоте вращения. Критической называют частоту вращения упругой системы ротора, равную частоте собст­венных колебаний ее. При частоте вращения ротора, близкой к критической, в пределах так называемой опасной зоны (5%) наступает резонанс и работа турбины сопровождается сильными вибрациями, могущими вызвать аварию. Рабочая частота враще­ния должна быть или ниже критической, или выше ее. Валы, у ко­торых рабочая частота вращения выше критической называются гибкими.

По правилам Регистра СССР, критическая частота вращения жесткого вала главных судовых ТЗА Должна превышать макси­мальную рабочую не менее, чем на 20%. При гибких валах рабо­чая частота вращения ротора выбирается не менее чем на 40% выше критической. Для проверки критической частоты вращения многодискового ротора активной турбины можно воспользоваться формулой В. В. Звягинцева:

где d_д — наибольший диаметр вала в районе диафрагм, мм; L₀— расстояние между опорами, м; Q — масса ротора, кг.

Для более точного определения критической частоты враще­ния пользуются графо-аналитическим методом Рэлея — Мора.