v2t--理想状态下动叶后的蒸汽比容；
μb--汽流通过动叶栅的流量系数，可由图1-3查得，一般在过热蒸汽区μb=0.93～0.95，在湿蒸汽区可更大一些；而w2t可由式(1-35)确定，为此，在确定动叶尺寸之前，应作出动叶进口速度三角形，求得α1、w1。又因为Ab=eπdblbsinα2， 式中e和喷嘴栅相同，则
(1-77)
当动叶利用斜切膨胀获得超音速汽流时，与喷嘴栅相同，此时应计算出动叶喉部和出口处两个截面积。出口处面积将大于喉部面积，这是由于通过动叶斜切部分的汽流膨胀偏转造成的。此时，动叶出口速度三角形中应以(α2+δ2)来代替α2，δ2为动叶汽流的偏转角。
图1-21级的通流部分示意图
(二)盖度
在汽轮机级的设计中，动叶进口的高度总是大于喷嘴出口的高度，这两者之间的高度差称为盖度。在叶顶和叶根部分的差值分别称为叶顶盖度和叶根盖度。 在一级中，之所以采用叶顶盖度，是为了保证由喷嘴流出的汽流能够全部进入动叶。另一方面，也是为了减小喷嘴和动叶间顶部间隙的漏汽量。当叶片顶部有一盖度时，使汽流必须绕过一个距离后才能从围带间的间隙漏出。同时，由于
盖度的存在，使喷嘴出口后的汽流膨胀，压力变低，使漏汽量减少，有利于提高级的效率。在叶根部分也有一定的盖度，这主要是考虑到喷嘴出口汽流的扩散，以及制造和安装中的误差，使得隔板中心和动叶的旋转中心不一定相等，有了一定盖度后可使汽流都能进入动叶通道，如图1-21所示。
对于圆柱形围带 lb=ln+(Δt+Δr) (1-78)
对于圆锥形围带 lb=ln+(Δt+Δr)+Bbtgγ (1-78a)
式中：Δt、Δr分别为叶片顶部和根部盖度，根据一般经验，取值范围见表1-2；Bb为动叶的宽度；
γ为围带倾角，对于短叶栅，不应大于10°～12°，对于长叶栅，倾角γ可达25°～35°。
表1-2 叶高与盖度之间的关系(mm) 喷嘴高度ln 叶顶盖度Δt 叶根盖度Δr
50 1.5 0.5
51～90 2 1 1
91～150 2～2.5 1～1.5 1
150 2.5～3.5 1.5 1～2
直径之差(db-dn) 1
从工艺上看，不希望动叶栅的围带制成倾斜的圆锥形，特别是对于短叶栅。根据动叶出口连续性方程可知，一方面，由于动叶内蒸汽比容增加很大，即使采用较大的反动度，使lb减小，也很难做成动叶进出口高度相等；而另一方面，增大lb可使α1减小，有利于动叶出口余速能量损失的减小，这时往往不得采用倾斜围带。因此，在动叶出口连续性方程中，常可用式(1-78)、(1-78a)中的lb代人，求得α2。对于冲动级应满足α2=α1-(3°～6°)。
需要说明的是，在一级的动叶中，不论是由于蒸汽比容增加过大，或是为了提高轮周效率εu而使α1减小，都将使lb增大，但应保证动叶进出口高度相差不大，避免因γ角过大而产生附加损失。
第五节级内各项损失和级效率
一、级内损失
在理想情况下，汽轮机级内热能转换为机械功的最大能量等于蒸汽在级内的理想比焓降。实际上由于级内存在着各种各样的损失，蒸汽的理想比焓降不可能全部转变为机械功。凡是级内与流动时能量转换有直接联系的损失，称之为汽轮机级的内部损失。否则，则称为汽轮机的外部损失。
汽轮机级的内部损失一般有喷嘴损失Δhnξ、动叶损失Δhbξ、余速损失Δhc2、叶高损失Δh1、撞击损失Δhα1、扇形损失Δhθ、叶轮摩擦损失Δhf、部分进汽损失Δhe、湿汽损失Δhx和漏汽损失Δhδ。
在下面的讨论中，将着重说明这些损失的成因和影响其大小的因素，以及减小损失的措施。其中，喷嘴损失、动叶损失和余速损失已在前面几节中有过讨论，这里只再作简要说明。
(一)喷嘴损失Δhnξ、动叶损失Δhbξ、余速损失Δhc2
若喷嘴出口理想速度为c1t，喷嘴出口实际速度c1=φc1t，则喷嘴损失为
根据叶栅理论，减小喷嘴损失的主要途径是改进喷嘴型线，广泛采用渐缩型叶片、窄形叶栅等。一般可取φ=0.85～0.92，目前已达到相当高的水平。 当动叶出口理想速度为w2t，动叶出口实际速度w2=ψw2t，则动叶损失为
根据叶栅理论，减小动叶损失的途径同样是改进动叶型线，采用适当的反动度。一般反动度愈大，速度系数也愈高，通常计算时可取φ=0.85～0.92。 动叶出口汽流的绝对速度c2称为余速，其具有的动能在本级内没有做功，所以是一种损失，即余速损失，可表示为
Δhc2=c22/2
这项损失的大小与c2有关，根据前面对轮周效率的分析可知，对于不同的级，只要我们选用最佳速度比(x1)op，就能使余速损失最小。
在汽轮机的中间级中，余速c2在本级内没有做功，但有一部分能量被下一级所利用，即为下一级喷嘴进口的初速。通过第一节的讨论可知，一级的余速能量往往可被下一级部分利用，例如在相邻两个级的直径变化不大，中间又无抽汽口时，可认为前级余速的轴向分速能被后一级全部利用，因此在设计时，应努力创造条件，争取充分利用余速能量。
对于调节级、最末级、部分进汽的级、后面有抽汽口的级以及两级直径变化较大的级，余速能量就认为完全损失掉。
为了利用最末级蒸汽的余速能量，往往将汽轮机的排汽管做成扩压式的，以便回收部分余速能量，增大汽轮机的可用比焓降，提高汽轮机的效率，并可使凝结水的温度接近或稍大于排汽压力下的蒸汽的饱和温度。 (二)叶高损失Δh1
叶高损失也就是叶片的端部损失，本质上仍是喷嘴和动叶的流动损失。但在某些工程计算中，当计算喷嘴和动叶的损失时，不考虑其高度的影响，也就是认为叶片足够长，而达到无限高的程度时，端部损失为零。此时就仅根据叶型型线和加工质量选定速度系数。例如，对型线较好的铣制喷嘴一律取速度系数
φ=0.97，动叶的速度系数ψ则按图1-8查得，以这样的速度系数φ和(0来计算喷嘴损失和动叶损失。
实际情况是叶片并不无限高，端部损失并不为零。因此，需在已计算得出的喷嘴损失和动叶损失之外，另单独计算一项叶栅的端部损失，这就是叶高损失。常用下列半经验公式计算：
(1-79)
Δhu=Δht*一Δhnξ一Δhbξ-Δhc2
式中a--试验系数，单列级a=1.2(未包括扇形损失)或a=1.6(包括扇形损失)，双列级d=2；
ln--单列级为喷嘴高度，双列级为各列叶栅的平均高度，mm；
Δhu--轮周比焓降，为扣除喷嘴、动叶、余速三项损失后的理想比焓降，kJ/kg。
由图1-2可以看出，当叶高小于12～15mm时，端部旋涡的影响十分严重，损失急骤增大。因此，为了减小叶高损失，必须使设计的叶片高度大于15mm。 (三)撞击损失Δhβ1
在前面的讨论中，我们都是认为动叶进汽角α1和动叶最佳进汽角(α1)op是相等的，但由于制造偏差，或是在汽轮机运行中，由于负荷变化而使得c1变大或变小，则此时α1不再与(α1)op相等，而存在一个冲角ζ，从而引起动叶的附加损失，这就是撞击损失。
当负荷变化时，将引起理想比焓降的改变。如图1-25所示，当比焓降Δht减小时，c减小变为c11，c11 中w11cosζ沿α1方向能够顺利进入动叶通道，而w11sinζ将打击到叶片背部，形成能量损失。同时，由此产生的力将对叶片的运动具有阻滞作用。当比焓降Δht增大时，c1增大为c11，c11>c1，考虑到喷嘴斜切部分可能发生膨胀，将使c11产生偏转，偏转角为δ，u仍保特不变，此时ζ=α1-α11，为正冲角，w11的分量分别为w11sinζ和w11cosζ。可知，这时的w11sinζ是撞击在叶片腹部，对动叶有一个推动做功的效果。 图1-25撞击损失的形成 (a)比焓降减小，(b)比焓降增大 由上述可知，比焓降增大时的撞击损失比比焓降减小时的撞击损失小。事实上，根据叶栅空气动力特性的研究可知，当汽流的进口角α1小于叶片的最佳进汽角(α1)op时，将增大叶栅通道中压力及速度分布的不均匀度，因而改变附面层的厚度。在某些情况下会引起汽流的脱离而产生涡流区，进而使叶型损失增大，这个影响要比乱增大、汽流打击到动叶背部产生的影响大。因此，当比焓降Δht增加，使得c1变大引起的损失要比c1变小时产生的损失来得大。也就是说，正冲角时损失增加较大。或者说，当级内速度比减小时，撞击损失显著，而速度比增大时，撞击损失不明显。在计算时，可近似认为在负荷增大或减小时，撞击损失是相同的，即撞击损失 (1-80) 减小或避免撞击损失的办法可以有：