Турбинная ступень осевого типа (рис. 4.1) состоит из неподвижной диафрагмы 1 с кольцевой решеткой сопловых лопаток2 и вращающегося диска5 с решеткой рабочих лопаток 4. Профили соответствующих лопаток и межлопаточные каналы решеток показаны на развертке цилиндрического сечения по среднему диаметру d ср ступени. Диафрагма устанавливается в расточке корпуса или обоймы 3, а диск является элементом ротора 6. Уплотнение 7 кольцевой щели между диафрагмой и поверхностью ротора называют диафрагменным. В свою очередь уплотнение 8 периферийного зазора над рабочей решеткой называют надбандажным.
В сопловых каналах при расширении пара от давления р 0 до давления р 1 тепловая энергия преобразуется в кинетическую, в результате чего за сопловой решеткой среда приобретает скорость с 1 (абсолютная скорость растет от с 0 до с 1), направление которой по отношению к фронту решетки определяется углом a 1 (рис. 4.2). В межлопаточных каналахрабочей решетки при повороте потока и дальнейшем расширении пара до давления р 2 ее кинетическая энергия преобразуется в механическую. При обтекании рабочих лопаток с криволинейным профилем (при повороте потока в каналах - рис. 4.2) создается активная составляющая усилия Rакт, а при расширении пара за счет ускорения потока – реактивная Rреак,которые формируют окружное усилие: 
.
Рис. 4.1. Конструкция турбинной ступени (а) и ее упрощенное представление (б):
1 – диафрагма; 2 – сопловая решетка; 3 – обойма; 4 – рабочая решетка; 5 – диск; 6 – фрагмент ротора;
7 – диафрагменное уплотнение; 8 – надбандажное уплотнение
а)
б)
Рис. 4.2. Схема движения пара в турбинной ступени (а) и проточная часть каналов решеток двух последовательно установленных турбинных ступеней (б)
Визуализация течения в каналах сопловой и рабочей решеток турбинной ступени показана на рис. 4.3.
Рис. 4.3. Результаты визуализации течения рабочей среды в проточной части сопловой (а) и рабочей (б) решеток турбинной ступени (плоская модель)
Окружное усилие Ru на соответствующем диаметре ступени формирует крутящий момент М кр, который и производит работу по преодолению сил сопротивления приводимой машины (ротора электрического генератора). Рабочая решетка вращается с окружной скоростью u=pdn, где n, с-1 - частота вращения ротора. В этой связи на входе в каналы рабочей решетки рассматривается движение пара с относительной скоростью w 1 (относительно фронта решетки). Вектор скорости w 1 определяется на основе входного треугольника скоростей: 
(рис. 4.4). Угол между векторами относительной и окружной скоростями обозначают b 1. Этим углом определяется направление входных кромок рабочих лопаток. На выходе из каналов рабочей решетки угол b 2 относительной скорости w2 определяется формой профиля рабочих лопаток и их установкой относительно ротора турбины. Абсолютная скорость с 2 находится на основе выходного треугольника скоростей: 
(рис. 4.4). Угол вектора скорости с 2 по отношению к фронту рабочей решетки обозначают a 2. Обычно входной и выходной треугольники скоростей совмещают в их вершинах (рис. 4.4) и в таком виде они отражают кинематику процесса расширения рабочей среды в проточной части турбинной ступени. Представленные треугольники скоростей служат основой для расчета ее геометрических и аэродинамических характеристик. При этом углы b 2 и a 2 отсчитывают по часовой стрелке.
входной треугольник: С1 – абсолютная скорость потока на выходе из сопловой решетки;
W1 – относительная скорость входа потока в рабочую решетку;
U – окружная составляющая скорости (U=pdn);
выходной треугольник: С2 – абсолютная скорость потока на выходе из рабочей решетки;
W2 – относительная скорость выхода потока из рабочей решетки
4.3. Тепловая диаграмма процесса расширения в турбинной ступени
Процессы расширения водяного пара в сопловой и рабочей решетках турбинной ступени представлены тепловой диаграммой в h-s координатах на рис. 4.5. Состояние пара перед ступенью по параметрам торможения 
определяется энтальпией 
(рис. 4.5, а). В свою очередь, значения статического давления р 0 и температуры t 0, позволяют определить теплосодержание среды энтальпией h0. При расширении пара до давления р 1 (линия 0 - 1 t) теплоперепад в условиях изоэнтропийного течения 
называют располагаемой энергией сопловой решетки. Она равна сумме кинетической энергии на выходе из сопловых каналов 0,5 с 1 t 2 (в условиях изоэнтропийного расширения) и кинетической энергии на входе в них 0,5с02. На основе уравнения сохранения 0,5 с 0 2 + h 0 = 0,5 c 1 t2 + h 1 t теоретическое значение скорости истечения пара из сопловых каналов определяется выражением:
(4.8)
Действительная скорость из-за потерь энергии в сопловой решетке определяется выражением с 1 = j с 1 t, где коэффициент скоростиj является оценкой коэффициента потерь сопловой решетки
(4.9)
Потери энергии D Нс в сопловой решетке определяют необратимость процесса расширения в ней и соответствующее повышение энтальпии в реальном процессе (линия 0-1 на рис. 4.5, а) до значения h 1 = h 1 t + D Нс. В первом приближении коэффициент скорости для сопловой решетки допускается определять по выражению
(4.10)
где b1 – хорда профиля сопловой лопатки (наименьшее расстояние между ее входной и выходной кромками, см. рис.4.2), l1 – высота сопловой решетки. Тогда 
Рис. 4.5. Процессы расширения пара в каналах сопловой решетки (а), рабочей решетки (б) и в целом для турбинной ступени (в) (фрагмент процесса за ступенью с учетом степени использования энергии с выходной скоростью показан позицией г))
Теоретический (изоэнтропийный) процесс расширения пара в рабочей решетке ступени до давления р 2 представлен на рис. 4.5, б линией 1-2 t. Разность энтальпий h 1 - h 2 t = Hop называют располагаемым теплоперепадом рабочей решетки по статическим параметрам, а уравнение энергии для нее в относительном движении имеет вид: h 1 + 0,5 w 1 2 = h 2 t + 0,5 w 2 t2 (при условии равенства средних диаметров входного и выходного сечений рабочей решетки). В правой части этого уравнения отсутствует составляющая, характеризующая отводимую от рабочей решетки механическую работу посредством диска к ротору турбины. Следует понимать и помнить, что эта работа, формируемая силой взаимодействия между рабочей лопаткой и потоком в координатах вращающейся решетки турбинной ступени равна нулю, так как точка приложения этой силы не перемещается по отношению к наблюдателю, условно вращающемуся вместе с решеткой. Тогда теоретическая скорость в относительном движении на выходе из каналов рабочей решетки
(4.11)
Действительная скорость с учетом коэффициента скорости для рабочей решетки y равна w 2 = yw 2 t. Как и для сопловой коэффициент потерь рабочей решетки
, (4.12)
где 
- располагаемая энергия рабочей решетки, определяемая по параметрам торможения среды на входе в относительном движении (по давлению 
). Потери энергии в каналах рабочей решетки 
, где в первом приближении коэффициент скорости допускается определять по выражению
y=0,96-0,014b2/l2, (4.13)
где b2 – хорда профиля рабочей лопатки (наименьшее расстояние между ее входной и выходной кромками, см. рис.4.2), l2 – высота рабочей лопатки.
Тогда для реального процесса расширения (линия 1-2 на рис. 4.5, б) энтальпия пара в выходном сечении рабочей решетки h 2 = h 2 t + D Hр.
Разность энтальпий h 0 - h 2 t' = Н0 называют располагаемым теплоперепадом ступени по статическим параметрам ( рис.4.5,в ), а теплоперепад, включающий кинетическую энергию потока на входе в ступень 0,5 с 0 2, располагаемым теплоперепадом по параметрам торможения на входе в ступень: 
' ( рис. 4.5, в).Сумма располагаемых теплоперепадов сопловой и рабочей решеток называется располагаемой энергией ступени: 
. Эта энергия выражает работу, которую теоретически можно получить от 1 кг водяного пара в турбинной ступени.
На выходе из рабочей решетки поток пара обладает кинетической энергией D Н вс = 0,5 с 2 2, определяемой абсолютной скоростью с 2. В практике D Н вс называют потерей энергии с выходной скоростью. В зависимости от степени использования D Н вс в последующей ступени соответствующий процесс в h,s -диаграмме изображается или изобарным, или изоэнтропийным (рис.4.5,в), или совмещенным (рис. 4.5, г). Если рабочая среда после ступени попадает в относительно емкую камеру проточной части (например, за регулирующей ступенью или за последними ступенями цилиндров турбины), то вся энергия с выходной скоростью расходуется на повышение температуры вследствие изобарного торможения среды. Такой процесс оценивается значением коэффициента использования энергии выходной скоростиc вс =0, а располагаемая энергия ступени в этом случае
. (4.14)
Для промежуточной ступени цилиндра турбины энергия выходной скорости используется в последующей ступени и определяет рост располагаемой энергии последующей ступени (0< c вс£1). Тогда, например, при c вс=1 для рассматриваемой ступени 
. На рис. 4.5, г приведено изображение процесса для случая, когда значение коэффициента 0 <cвс<1. При этом доля (1- c вс)D Н вс кинетической энергии с выходной скоростью теряется полностью, а другая часть cвсD Н вс используется в последующей ступени для совершения механической работы. Эта часть для нее составляет энергию входной скорости 0,5 с0 2.
Из рассмотренного процесса расширения рабочей среды в проточной части турбинной ступени (рис. 4.5, в) следует выражение для удельной (для 1 кг пара) работы ступени Lu. Удельная работа на лопатках рабочей решетки
(4.15)
