После расчета регулировочной ступени и определения пара­метров пара на выходе из нее определяют оставшийся адиабат­ный теплоперепад на группу активных ступеней

H_ав = i₁ – i_zt,

где i₁ — энтальпия пара в точке F₁ на выходе пара из регулиро­вочной ступени; i_zt — энтальпия пара в конце адиабатного расши­рения группы активных ступеней до давления р_z за последней сту­пенью ТВД.

Определив Н_ав, переходят к выбору количества ступеней с уче­том обеспечения заданного к. п. д. при возможно меньшем количе­стве ступеней. Число активных ступеней в ТВД современных су­довых турбоагрегатах достигает 6—10. Обычно меньшие из этих значений имеют место в турбинах высокого давления с двухвенечной регулировочной ступенью или в крупных и быстроходных агре­гатах. Турбины низкого давления активного облапатывания имеют 6—11 ступеней давления.

Выбор числа ступеней z рекомендуется производить по пара­метрам условной средней ступени перерабатывающей теплоперепад, равный h_аср = RH_ав / z . Для этого задаются отношением u/с₁, по которому определяют абсолютную скорость истечения, и пре­небрегая расширением пара на рабочих лопатках, вычисляют со­ответствующий ей адиабатный теплоперепад в ступени

где R — предварительно выбранный коэффициент возвращенного тепла.

Выбрав предварительно число ступеней и их диаметры, произ­водят распределение теплоперепада RН_ав по ступеням исходя из следующих условий:

— при одинаковых диаметрах ступеней

где и — окружная скорость данной ступени, м/сек;

и_ср = ? u / z средняя окружная скорость, м/сек.

После распределения теплоперепада по ступеням приступают к окончательному расчету группы активных ступеней. Расчет про­точной части производят по каждой ступени с тем, чтобы можно было установить параметры пара перед следующей ступенью с учетом потерь предыдущей ступени, включая и протечку пара через внутренние уплотнения диафрагм.

Треугольники скоростей в процессе расчета строят с учетом использования выходной скорости из предыдущей ступени. Углы наклона сопел принимают равными 12—14° — для первых ступеней ТВД и 14—16° — для первых ступеней ТНД. В экономично рабо­тающих многоступенчатых турбинах принимается u/с₁ = 0,47?0,49.

Детальный тепловой расчет ступеней заканчивается построе­нием процесса изменения состояния пара на s—i -диаграмме и эс­киза проточной части. Осевую длину ступени можно определить по графику (рис. 90, а и б).

Тепловой расчет группы активных ступеней удобно выполнить в форме таблиц. В качестве примера выполним расчет группы ак­тивных ступеней ТВД. Из расчета регулировочной ступени турбины определяют оставшийся адиабатный теплоперепад на ступени давления и параметры пара перед соплами первой сту­пени расчетной группы. Для упрощения расчета исходят из того, что энергия выходной скорости предыдущих ступеней полностью используется в последующих ступенях (кроме ступени из камеры, в которой имеется отбор пара) и что адиабатный теплоперепад, приходящийся на рабочие лопатки, равен пулю (чисто активные ступени).

Для сохранения одинакового скоростного отношения u/с₁ для всех ступеней и получения плавного профиля принимают адиабат­ный теплоперепад возрастающим от ступени к ступени, воспользо­вавшись формулой (81а).

Определение количества ступеней и распределение между ними теплоперепада приведено в табл. V, а основные данные —из треугольников скоростей (рис. 91) и вычисление окружного к. п. д. ступеней расчетной группы — в табл. VI.

Для определения величины протечки пара через внутренние уплотнения диафрагм воспользуемся расчетными формулами. Диаметр вала по внутреннему уплотнению под диафрагмами принимается:

для ТВД

d_y = (0,4 ? 0,5) D_z ;

для ТНД

d_y = (0,32 ? 0,45) D_z,

где D_z — средний диаметр последней ступени проточной части расчетной группы ступеней. Радиальные зазоры по внутренним уплотнениям ТВД (чертежные) выпол­няют в зависимости от диа­метра вала равными 0,2— 0,3 мм. В расчете зазор при­нимают удвоенным с учетом износа гребешков во время эксплуатации, т. е. ?₃=2?₃^’. Количество щелей в уплот­нениях принимается в диа­фрагмах первой ступени и за местами отбора — восемь, а в остальных диафрагмах ТВД — пять.

Расчет протечки через внутренние уплотнения све­ден в табл. VII.

Размеры сопел и рабочих лопаток приведены в табл. VIII. Для расходящихся со­пел толщина перегородок между рядом стоящими соп­ловыми каналами в выход­ном сечении равна 0,75— 2,0 мм в зависимости от вы­соты лопатки. Шаг для расходящихся сопловых кана­лов принимается равным для литых сопловых кана­лов 42—50 мм и для фре­зерованных 30—40 мм.

Потери на трение и вентиляцию вычисляют для каждой сту­пени по формуле (40). Потери на выколачивание учитывается только для ступеней с парциальным впуском пара (?<1). Рас­чет потерь и определение внутренней мощности сведены в табл. IX.

Таблицы VII—IX расчета составляют на основании табл. VI и последовательного построения процесса работы пара в каждой ступени на s—i-диаграмме (рис. 92). Расчет первой и шестой сту­пеней отличается от остальных только тем, что в них не исполь­зуется энергия выходной скорости предыдущих ступеней. При построении процесса на s—i-диаграмме потери с выходной ско­рости откладывают только в регулировочной, пятой и последней ступенях.

По данным табл. IX развиваемая суммарная внутренняя мощ­ность группой активных ступеней N_iст = 5440 квт. Внутренняя мощ­ность ТВД с учетом мощности регулировочной ступени (табл. III) N_iв = 7680 квт. С учетом потери мощности из-за утечек через уп­лотнения штоков клапанов (концевые уплотнения), а также от непрерывной продувки полостей турбины внутренняя мощность турбины

N_iв' = N_iв (1 — ?_ут),

где ?_ут = 0,005?0,03 — коэффициент потери на утечку.

Таким образом, мощность турбины с учетом неучтенных по­терь

N_iв' = 7680 (1 — 0,03) = 7450.

Для данной мощности ТВД принимают механический к. п. д. турбины ?_м = 0,985, и тогда эффективная мощность

N_eв= ?_мN_iв' = 0,985?7450 = 7340 квт.