Выбор оптимальной конструкции конденса­ционной турбины большой мощности является весьма сложной задачей. При конструирова­нии такой турбины приходится обращать вни­мание на конструкцию не только регулирую­щей, но и последней ступени. От правильного выбора конструкции этих ступеней в очень большой степени зависит надежность работы турбины, экономичность, стоимость изготовле­ния и т. д.

Конструкции существующих турбин боль­шой мощности чрезвычайно разнообразны, различна их экономичность, стоимость изго­товления и ремонтов. Конструкции турбин с дроссельным парораспределением и частич­ным обводом свежего пара в промежуточную ступень являются уже устаревшими. Турбины с таким парораспределением особенно неэко­номичны при недогрузках из-за больших по­терь  от  дросселирования,  при   номинальных нагрузках они также работают с пониженным к. п. д. [5]

Турбины с сопловым парораспределением и частичным обводом свежего пара в проме­жуточную ступень обладают высокими к. п. д. на расчетном режиме, но при перегрузке их к. п. д. также снижается, что является суще­ственным недостатком.

Для обеспечения экономичной работы тур­бины большой мощности в зоне номинальных нагрузок широкое распространение получили турбины с сопловым парораспределением. В таких турбинах в качестве регулирующей ступени применяются двухвенечные и одновенечные регулирующие диски.

Хотя применение двухвенечного диска су­щественно упрощает конструкцию турбпны, но не всегда достаточно удовлетворительно решает вопрос ее экономичности.

Применение одновенечного диска повы­шает экономичность турбины, и с этой точки зрения оно целесообразно. Однако чем мень­ше тепловой перепад на регулирующей сту­пени, тем выше давление в турбине, больше число ее ступеней, больше толщина стенок корпуса и фланцев, сложнее конструкция пе­реднего уплотнения, что особенно важно для турбин высокого и сверхвысокого давлении. До последних лет в осевых турбинах большой мощности устанавливались двухвенечные ре­гулирующие ступени. Однако в последние годы для повышения экономичности такие турбины стали конструировать с одновенеч-ными регулирующими ступенями. [5]

Конструкция и размеры лопаток, а также канализация пара в последних ступенях кон­денсационных турбин большой мощности за­висят в основном от абсолютного давления пара за лопатками. Для повышения экономич­ности турбин лопатки последних ступеней кон­струируются на использование возможно бо­лее глубокого вакуума. Углубление вакуума сопровождается значительным ростом удель­ного объема отработавшего пара и требует больших выходных сечений последних ступе­ней. В турбинах большой мощности (более 50 МВт) с глубоким вакуумом применяют раз­деление расхода пара в последних ступенях на два, три и больше потоков. Например, в конденсационной турбине типа К-800-240 ЛМЗ применил три двухпоточных цилиндра низкого давления, т. е. шесть однотипных по­токов в последних ступенях. [3]

Современное турбостроение базируется на применении высоких и сверхвысоких парамет­ров пара. Известно, что к. п. д. турбоустановки растет с повышением параметров свежего пара¹ и развитием регенеративного подогрева питательной воды. Поэтому желательно по­вышать давление и температуру свежего пара до предельно возможных значений и увеличи­вать число отборов для подогрева питатель­ной воды, а также использовать тепло отби­раемого пара для технологических целей и подогрева сетевой воды в установках с подо­гревателями.

Предельно допустимая температура све­жего пара лимитируется качеством металлов, применяемых в турбостроении, их стоимостью и технологией обработки. Повышение давле­ния приводит к увеличению влажности отра­ботавшего пара, усложняет конструкцию тур­бины, лабиринтовых уплотнений и фланцевых соединений ЦВД турбины. [5]

В современных турбинах высокого давле­ния видимая (расчетная) по is-диаграмме влажность отработавшего пара достигает 12— 14%. При давлении пара не выше 90 бар и температуре не ниже 500 °С турбины можно строить без промежуточного перегрева пара.

Применение более высокого давления даже при повышении температуры свежего пара приводит к росту влажности отработавшего пара, а следовательно, к увеличению потерь от влажности, понижению к. п. д. турбины и быстрому эрозионному износу лопаток послед­них ступеней. Поэтому для турбин с давле­нием свежего пара выше 100 бар часто при­меняют промежуточный перегрев пара.

От температуры свежего пара и темпера­туры промежуточного перегрева зависит вы­бор материала корпусов турбин, роторов, а также диафрагм, сопловых и рабочих лопа­ток первых ступеней. В последнее время уста­новлено, что для температуры свежего пара и промежуточного перегрева, не превышаю­щей 565—560°С, можно применять менее до­рогие и технологически хорошо освоенные стали перлитного класса. Температуры све­жего пара и промежуточного перегрева выше 565°С требуют применения дорогостоящих и трудно обрабатываемых сталей аустенитного класса.        [5]