асчет рабочих лопаток на прочность рассмотрим на примере.
Из теплового расчета имеем следующие характеристики промежуточной ступени турбины:
Давление пара перед ступенью Р/0 8,2 МПа
Температура пара t0 5110С
Расход пара через ступень G 118,5кг/сек
Располагаемый теплоперепад ступени hрс0 37кДж/кг
Средний диаметр ступени d рс 840 мм
Частота вращения n 50 сек–1
Профиль лопатки Р-23-14А
Число лопаток z2 164
Установочный угол профиля 
840
Рабочая длина лопатки l2 42 мм
Толщина ленточного бандажа 3 мм
Материал лопаток бандажа сталь 15х11 мф
Перепад давлений на лопаточной
решетке Р=Ррс1-Ррс2 0,09МПа
Абсолютная скорость
- входа С1 240,5м/сек
- выхода пара С2 50 м/сек
Углы
- входа пара в абсолютном движении 1 120
- выхода пара в абсолютном движении 2 900
Относительный лопаточный КПД
ступени 
0,845
асчет профильной части лопатки на растяжение
В ступенях при 
10 лопатки выполнены с постоянным профилем на высоте.
Растягивающие усилия вызываются центробежными силами собственной массы лопатки и массы бандажа, Н,
,
где Сл – центробежная сила массы лопатки, Н;
Сб - центробежная сила бандажа
,
где 
– плотность материала(по характеристике профиля),кг/м3;
f2 – площадь поперечного сечения профиля лопатки, м2;
r, rб – радиусы (средние) ступени и бандажа, м2;
w – угловая скорость вращения, сек-1;
Vб – объем лопаточного бандажа, отнесенного к одной лопатке,м3.
Для стали 15х11 МФ = 7750 кг/м3; f2 = 2,44 см2 (по характеристике профиля).
м
м
сек –1.
Значение объема определяется по формуле
,
где 
см ;
- шаг бандажа , м,
м
м3,
тогда
Н.
Напряжение от растяжения
МПа.
асчет лопатки на изгиб
Действующее на рабочую лопатку паровое усилие раскладывается на две составляющие: окружную Рu и осевую Ра
X x
y
z Pu z
a b
P0
j P1
P2
P0
by
z
x
Окружная составляющая может быть определена из уравнения работы, развиваемой одной лопаткой, кН,
кН.
где 
– степень парциональности ступени;
U - окружная скорость, м/с;
м/с.
Осевая составляющая парового усилия складывается из динамического давления пара, проходящего через каналы лопаточной решетки, и статической разности давлений
Н,
где 
- шаг ступени, м,
,
, 
.
Вектор равнодействующей изгибающих усилий Р0 равен геометрической сумме составляющих Рu и Ра, Н
Начало осей Х, Y расположена в геометрическом центре сечения рабочей лопатки.
В расчете рабочих лопаток на прочность считают, что одна из главных центральных осей сечения ХХ параллельна хорде профиля.
Поэтому = 90 - y = 90 – 84 = 6,
где – угол между осями YY и ZZ. Ось ХХ определяет плоскость наибольшей жесткости лопатки, перпендикулярная ей YY – наименьшей. Напряжения изгиба от парового усилия определяют относительно этих осей. Для определения действующих на лопатку изгибающих моментов находятся проекции силы Р0 на оси сечения лопаток ХХ и YY, Н
Н,
Н,
угол 
;
Значение угла 
.
Изгибающие моменты в корневом сечении лопатки, Н*м,
,
.
Напряжение относительно осей ХХ и YY, Мпа ,
,
,
,
,
где 
- моменты сопротивления относительно оси ХХ для спинки и для кромок;
- моменты сопротивления относительно оси YY для входной и выходной кромок (определяется по геометрическим характеристикам профилей рабочих лопаток, из альбомов профилей).
Момент М1 вызывает напряжение растяжения на кромках, сжатия на спинке лопатки.
Момент М2 (Р2 направлена по движению потока пара) вызывает растяжение на входной кромке и сжатия на выходной.
Напряжения изгиба
- на выходной кромке, МПа ,
,
-на входной кромке, МПа ,
,
-на спинке, МПа,
.
Суммарное напряжение в корневом сечении лопатки от растяжения, изгиба имеют, МПа,
где 
- принимается наибольшим из напряжений на кромках.
Напряжение не должно превышать допустимого на растяжение.
При выборе допустимых напряжений в качестве критерия прочности лопаток могут быть выбраны: предел текучести 
, предел ползучести 
, предел длительности прочности 
, предел усталости 
. При рабочей температуре лопаток до 430С для жаропрочных перлитных сталей в качестве критерия прочности следует брать предел длительной прочности .
Коэффициент запаса прочности r рекомендуется принимать в зависимости от принятого критерия прочности
rТ=2; rпл=1,3; rдл=2.
Допустимые напряжения на растяжение соответственно будут
, 
, 
,
где , 
, - могут быть взяты из таблиц 
при соответствующих температурах.
При соблюдении условий 
прочностные характеристики рассчитываемой лопатки считаются допустимыми.
Литература
1 ТрухнийА.Д., Лосев С.М. Стационарные паровые турбины - М. : Энергоатомиздат, 1981. – 456 б.
2 Вукалович М.П. Термодинамические свойства воды и водяного пара. — М. : Машгиз, 1958. – 156 б.
3 Дейч М.Е., Филиппов Г.А., Лазарев Л.Я. Атлас профилей решеток осевых турбин. — М. : Машиностроение, 1965. – 96 б.
4 М.А. Трубилов, Г.В. Арсеньев, В.В. Фролов и др.: под редакцией А.Г. Костюка, В.В. Фролова. Паровые и газовые турбины. — М. : Энергоатомиздат, 1985. – 352 б.
5 Семенов А.С., Шевченко А.М. Тепловой расчет паровой турбины. — Киев. : Вища школа, 1975. – 208 б.
6 Тепловые и атомные электрические станции. Справочник /под редакцией В.А. Григорьева и В.М. Зорина/. — М. : Энергия, 1982. – 625 б.
7 Шляхин П.Н. Паровые и газовые турбины. Изд. 2-е, переработано дополненное. — М. : Энергия, 1974. – 224 б.
8 Щегляев А.В. Паровые турбины. - М.: Энергия, 1993. – 256 б.