DE3430769A1 - Niederdruckzylinder einer dampfturbine - Google Patents

Description

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-2-'" ' ' ' ^: 3A30769

BESCHREIBUNG

Die vorliegende Erf indung bezieht sich auf das Gebiet des Energiemaschinenbaus, genauer auf / Niederdrückzylinder einer Dampfturbine.

Arn effektivsten kann die vorliegende Erfindung in Dampfkraftanlagen hoher Einheitsleistung sowie in Transportanlagen verwendet werden, nämlich in den Pallen, wo zur Verringerung der Abmessungen der letzten Turbinenstufe und des Abdampfstutzens hohe (schallnahe) Geschwindigkeiten am Austritt aus dem Laufrad der letzten Turbinenstufe in Kauf genommen werden müssen.

Gegenwärtig stellt in der weltweiten Praxis des Energiemaschinenbaus die Aufgabe der Erzielung einer höchstmöglichen Leistung bei einem Strom im .Niederdruckzylinder das zentrale Problem bei der Schaffung von HöchstIeistungsdampfturbinen dar, weil eben die Leistung die Zahl der Niederdruckzylinder bedingt. Der letztere Umstand beeinflußt die Kapitalanlagen für die Schaffung von leistungsfähigen Turboanlagen in maßgeblicher Weise.

Die Lösung des genannten Problems ist meist mit der Entwicklung von Behäufeln höchstmöglicher Länge für die jeweiligen j?est igke it sbed ingungen des Laufrads in der letzten Turbinenstufe verbunden. Die Tendenz zur Erhöhung der Länge der Laufradschaufeln in der letzten Turbinenstufe führte aur Schaffung von Dampfturbinen mit Schaufeln, deren Län^e 1200 mm erreicht hat.

Hierbei sind allerdings die Schwierigkeiten bei der aerodynamischen Profilierung dieser Schaufeln stark gewachsen, und die Wirtschaftlichkeit der letzten Stufe hat sowohl wegen größer gewordener Verluste in den Laufschaufeln als auch aufgrund einer merklionen Zunahme der Verluste an kinetischer Energie mit dem austretenden Strom abgenommen. Diese Verluste erreichten bei manchen Turbinen 40-45 -rrjr Der tatsächliche Betrag der verlorengegangenen Energie, °

-S₁Ij der durch das Enthalpiegefälle, und zwar durch die Differenz zwischen der Enthalpie der Vollbremsung, des Stroms hinter der letzten Stufe und der Enthalpie des Stroms am Eintritt in den Abdampfstutzen bedingt ist, erweist sich

aber als erheblich größer, weil die Typenkonstruktionen der Abdampfstutzen der Dampfturbinen einen großen

Widerstand besitzen, für dessen Überwindung ein zusätzliches Enthalpiegefälle um ^O - 40% erforderlich ist, das die vorerwähnten Verluste bei gemäßigten Geschwindigkeiten hinter der letzten Stufe übersteigt.

Also sind bei der Schätzung der Grenzleistung eines Stroms im Niederdruckzylinder aerodynamische Eigenschaften des Abdampfstutζens zu berücksichtigen. Diese Eigenschaften sind bei den Typenkonstruktionen der Abdampfstutzen sehr unvollkommen.

Bekannt ist ein Niederdruckzylinder für eine Dampfturbine der Firma "Parson", in dassen Gehäuse auf Lagerungen eine Welle mit Arbeitsstufen angeordnet ist. Hinter der

I^ letzten Stufe ist, in Dampfbewegungsrichtung gesehen, ein diffusorloser Abdampfstutzen angeordnet, der einen natürlichen Fortsatz des Gehäuses des JSfiederdruckzylinders darstellt. Der Abdampfstutzen ist in bezug auf die Längsachse des Gehäuses unsymmetrieoh. Der aus der letzten Stufe aus-

^O tretende Dampfstrom wird um 90° umgelenkt. Zur leichteren Ausführung dieser Umlenkung ist die hintere Wand der oberen Hälfte des Stutzengehäuses krummlinig ausgebildet. In derselben oberen Gehäusehälfte ist in der gesamten Wandhöhe eine lokale Vertiefung ausgeführt, die den Zutritt zu den Lagern des Niederdruckzylinders ermöglicht. Dadurch liegt die in der Lageranordnungszone vorhandene hintere Gehäusewand sehr nah an der Ebene des Dampfaustritts aus der letzten Stufe, was die Stromsymmetrie in der Umfangsrichtung stört und zur Widerstandszunähme am Turbinenaustritt führt.

In ähnlicher Weise sind die Niederdruckzylinder der meisten Großturbinen ausgeführt.

Zur Beurteilung des Vollkommenheitsgrads der konstruktiven Ausführung des AbdampfStutzens wird nachstehend ein Gesamtverlustfaktor ~Ψ^ benutzt, der das Verhältnis des auf die Isentrope bezogenen Enthalpiengefälles zwischen den Vollbremsungsparametern Ρ_Λ , T_n des Stroms hinter der Stu-

O₁ o^

fe und dem statischen P₂ im Austrittsquerschnitt des Abdampfstutzens zum Enthalpiengefälle darstellt, das der kine-

. "*" 3A3Q763

bischen Energie des die Stufe vorlassenden Stroms äquivalent ist.

Bezeichnet man den Vollbremsungsdruck des Dampfstroms vor dem Eintritt in den Abdampf stutzen mit P , den stati-

sehen 'Druck aber mit l·^, so lässt sich, der erwähnte Gesamtverlustfaktor wie folgt: darstellen:

1-(P,/P.i)**

es bedeutet:

P^l - statischer Druck vor dem eintritt in den Abdampfstutzen·

?2 *" statischer Druck im Austrittsquerschnitt des Ab"

dampfstutζens_;
P - Yollbremsungsdruck des Stroms vor dem Eintritt

in den Abdampfstutzen;
l'ji k ~ Isentropenexponent.

Wenn man in die weitere Betrachtung eine dimensionslose Geschwindigkeit Λ -j vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen (hinter der letzten Stufe) einführt, die dem Nennerbetrag in Abhängigkeit von (I) proportional und dem Verhältnis der absoluten Stromge sch windigkeit C-j. vor dem Ii₁Intritt in den Abdampfstutzen zur kritischen Geschwindigkeit a gleich ist, so erhält man anstatt der Beziehung (I) den folgenden Ausdrucks

Der Gosamtverlustfaktor ^^ist grosser als Eins in dem Fall, wenn der statische Druck P2 im Austritts querschnitt des Stutzens kleiner als der statische Druck P^ vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen ist. Mit anderen V/orten muss bei ¹^ > 1 für die Überwindung des im Stutzen bestehenden Wideretandes eine Ünergie aufgewendet werden, die die Energie des die letzte Turbinenstufe verlassenden Stroms übersteigt. Pur die l'ypenkonstruktionen der diffusorlosen Abdampfstutzen

schwankt der Betrag des Gesamtverlustfaktors J^ im Bereich Ί? ₌ 1,2 - 1,5», d.h. im Abdampf stutzen der üiffusorlosen ivonstruktion wird eine Energie verbraucht, die keinerlei Arbeit verrichtet, was zur Abnahme des Wirkungsgrades der Turbine führt. Auf diese Weise kommt es bei der Bewegung des Dampfstroms im Abdampfstutzen ähnlich wie beim Litrömen einer Flüssigkeit in sich verjüngenden Düsen bzw. Rohren zu einem Druckabfall in Richtung des Austrittsquerschnitts. In diesem l?all kann die Geschwindigkeit X₁ vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen nicht irgendeinen beliebigen Wert besitzen, und demnach kann auch der Dampfdurchsatz bei den vorgeschriebenen Anfangsparametern P_ und T_

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ebenfalls nicht ein beliebiger sein. Hat die Geschwindigkeit am Eintritt in den Abdampfstutzen den maximal zulässigen Wert erreicht, so wird die Durchsatzfähigkeit des. Abdampfstutzens nur durch die Eingangsgrößen bestimmt· Mit zunehmendem Durchsatz durch den Wiederdruckzylinder nehmen auch der statische Druck P₁ und der Vollbremsungsdruck P„

des Dampfes vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen bei

2.0 unverändertem Druck P^ im Austrittsquerschnitt des Stutzens verhältnisgleich zu, der durch dan im Kondensator bestehenden Druck bestimmt ist.

Hat die dimensionslose Geschwindigkeit A. ihren maximalen Wert erreicht, so bleibt sie konstant, während das ^5 Verhältnis Po/Po abnimmt, und dann wächst gemäß der Beziehung (II) der Ge samt verlust faktor ^₂ stark an.

Der Gesamtverlustfaktor ^L ψ stellt eine Summe von Innenverlustfaktoren γ im Stutzen und Aus trittsgeschwindigkeitsverlusten ^, dar. Demnach nimmt, sofern man den

Betrag des Inneriverlustfaktors ^f im stützen, nämlich Reibungsverluste und durch fcltromablösung bedingte Verluste verringert, auch der Gesamtverlustfaktor ab und dar maximal zulässige Wert der Stromgeschwindigkeit /limax ^am Austritt aus der letzten Stufe zu, d.h. der Dampfdurchsatz durch den Abdampfstutzen nimmt zu.

Es ist nochmals zu unterstreichen, daß die letzte Turbinenstufe ohne Berücksichtigung der aerodynamischen Eigenschaften des Abdampf3tutζens nicht entworfen werden darf.

Insbesondere wäre es sinnlos, die letzte Turbinenstufe mit einer Austrittsgeschwindigkeit <3 ₁ des Dampfstroms zu. projektieren, die größer als die maximale Geschwindigkeit Λ -|_max des Stroms am Eintritt in den Abdampfstutzen ist, die gemäß der Bedingung des entsprechenden Widerstandes des AbdampfStutzens zulässig ist. Im anderen Fall findet in der letzten Stufe eine unzureichende Dampfstromexpansion statt, und sie besitzt dann einen Wirkungsgrad kleiner als rechnerisch vorgesehen und erzeugt eine geringere Leistung.

Also ist das Problem der Steigerung der Grenzleistung des Niederdruckzylinders bei vorgegebener Höhe der Laufradschaufel in der letzten Turbinenstufe mit dem Problem einer Erhöhung des Durchsatzvolumens des Dampfes durch den Abdampfstutzen aufs engste verbunden.

Die zur Lösung des erwähnten Problems unternommenen Versuche führten zur Schaffung eines Niederdruckzylinders von Dampfturbinen (siehe den SU-Urheberschein Nr. 385O6I, Kl. FOID), in dem unmittelbar hinter der Stufe ein Diffusorkanal angeordnet ist, der die Stromgeschwindigkeit beim iSintritt in das Gehäuse des Abdampf Stutzens herabsetzen und die kinetische Energie des Dampfstroms in potentielle Energie umformen soll.

Im Gehäuse des Niederdruckzylinders einer Dampfturbine ist auf Lagerungen eine Welle mit Arbeitsstufen angeordnet. Hinter der letzten dieser Stufen ist, in Dampfbewegungsrichtung gesehen, gleichachsig mit der Welle ein Abdampfstutzen mit einem Axial-Radialdiffuaor angebracht* Der letztere ist von konzentrisch liegenden, kegelförmigen Oberflächen, und zwar einer äußeren und einer inneren Oberfläche, gebildet. Die äußere kegelförmige Oberfläche ist mit Hilfe von Versteifungsrippen und profilierten Rippen befestigt, die sich auf der halben Länge des AbdampfStutzens am Gehäuse des Niederdruckzylinders befinden.

Im Axial-Radiaid iffuaor ist in dessen oberem Teil ein Ausschnitt vorgesehen, was den Einbau desselben in einem unsymmetrischen Gehäuse ermöglicht, das eine öffnung zur Sicherung des Zutritts zu den Wellenlagern aufweist.

Im unteren Teil das AbdampfStutzens ist eine vertikale Trennwand vorgesehen, die zur Turbinenach.se senkrecht liegt und an die profilierten Kippen auf der gesamten Stutzenbreite sowie an die Auetrittskante der äußeren kegelförmigen Oberfläche in der unteren Stutzenhälfte angeschweißt ist.

Der aus dem Diffusor austretende Strom wird von der vertikalen Trennwand und den profilierten Rippen in zwei unabhängige Ströme, nämlich einen aus der oberen und einen aus der unteren Diffusorhälfte, geteilt. Weitere profilierte Rippen, die am Gehäuse des Niederdruckzylinders befestigt sind, gewährleisten ciie gleichmäßige Ableitung des DampfStroms aus der unteren Diffusorhälfte und eine gleichmäßige Verteilung desselben über den Austrittaquerschnitt des Abdampfstutzens. Der aus der oberen Diffusorhalfte austretende Dampf wird von den Leitrippen zur Teilebene hin abgelenkt und von den profilierten Rippen in die linke Abteilung der unteren Stutzenhälfte geleitet.

Im beschriebenen Niederdruckzylinder gewährleistet die konstruktive Ausführung des AbdampfStutzens dessen hohe aerodynamische Charakteristiken bei Dampfstromgeschwind ig— Keiten A₁ vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen von λ * <0,6 infolge eines rationellen Darapfstromfließens. In diesem Stutzen gelingt es, den Gesamtverlustfaktor Ϋ·, auf einen Betrag von ¹^ ~ 0,7 zu verringern. Jedoch tritt bei der Zunahme der Dampfstromgeschwindigkeit A * vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen bis auf \ * > 0,8 der ■•üperrzustand" des Abdampfst ut ze ns ein. Das Wesen dieser "Sperrerseheinung" besteht darin, daß, angefangen von einer bestimmten maximalen Geschwindigkeit \ - ,der Druck hinter der letzten Stufe beginnt, eich proportional dem Durchsatz zu ändern, während die maximale Geschwindigkeit

^linax ^anveränder^ »ex Abdampfstutzen stellt demnach bei den vorgegebenen Anfangsparametern des Dampfes jenes Element dar, das die Grenzleistung des Turbinenaggregats limitiert.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Nieder

druckzylinder zu schaffen, in dem der Axial-Radial diffus or des Abdampfst ut ze ns solche geometrischen Abmessungen aufweist, die eine eventuelle Jücreichung von lokalen Schall- und Ultraschallgeschwindigkeiten im Diffusor durch den Dampf-

strom ausschließen, was zur Erhöhung der Grenzleistung des Niederdruckzylinders dank erhöhte: Durchsatzfähigkeit des AbdampfStutzens führt.

Die gestellte Aufgabe wird dadurch gelöst, daß im Niederdruckzylinder einer Dampfturbine, in dessen Gehäuse auf

XO Lagerungen eine Welle mit Arbeitsstufen angeordnet ist, hinter deren letzter, in Dampfbewegungsrichtung gesehen, gleichachsig mit der Welle ein Abdampfstutzen mit einem Axial-Radialdiffusor angebracht ist, der von konzentrisch liegenden, kegelförmigen Oberflächen gebildet ist, die mittels profilierten Versteifungsrippen am Abdampfstutzen befestigt sind, erfindungsgemäß der Außendurchmesser des Ringes im Eintrittsquerschnitt des Axial-Radialdiffusors etwa 102% bis etwa 118% vom Außendurchmesser

des Laufrads der letzten Turbinenstufe beträgt.

Diese Wahl der geometrischen Abmessungen des Axial-Radialdiff as ors führt zur Schaffung eines AbdampfStutzens mit schlagartiger Expansion des Dampfstroms in dessen Eintrittsquerschnitt, was eine Senkung des Stromeintrittsgeschwindigkeit gewährleistet. Im Ergebnis wird ein eventuelles Erreichen von lokalen Schall- und Ultraschallgeschwindigkeiten des Dampfstroms im Diffusor ausgeschlossen.Ferner nimmt der maximal zulässige Geschwindigkeitswert /{ _lmax des Dampfstroras am Austritt aus der letzten Stufe zu, d«h. der Dampfdurchsatz durch den Abdampfstutzen nimmt zu, was zur Erhöhung

jjO der Grenzleistung des NiederdruckzylInders führt. Dabei ist bei einer Größe des Außendurchmessers des Ringes im Eintrittsquerschnitt des Axial-Radialdiffusors, die kleiner als 102% vom Außendurohmesser des Laufrads der letzten Turbinenstufe ist, die Abnahme der Dampfstromgeschwindigkeit /K am Eintritt vor dem Stutzen und folglich die Abnahme der lokalen Geschwindigkeiten im Diffusor zur wesentlichen Verminderung des Stutzenwiderstandes unzureichend. Wie Versuche ergeben haben, ist der Gesamtverlustfak-

tor y 2 ^^es .Abdampfstutzens für einen Bereich von .Aussendurchmessern des xiinges im Difα.'¹ usoreintrittsquerscimitt, der die Spanne von 103% bis 11i>% vom Aussendurchmesser des Laufrads der letzten (Turbinenstufe umfasst, minimal· Bei einer Veränderung des Durchmessers vom Wert 105% bis zum Wert 102% wächst der Gesamtverlustfaktor ^ unbedeutend an, bei weiterer Abnahme des Aussendurchmessers des Hinges im Eintritts querschnitt des Axial-xiadialdiffusors wachsen die Verluste im Diffusor wegen grosser Werte lokaler Geschwindigkeiten im Diffusor stark an und erreichen ihren Maximalwert bei einer Grosse des iussendurchmessers des erwähnten Hinges, die 100% vom üussendurchmesser des Laufrads der letzten turbinenstufe beträgt·

Bei einer Veränderung des Durchmessers des iussenrings X5 im Ein Lrittsquerschnitt des Axial-Hadialdiffusors von 115% auf 11ö% vom Aussendurchmesser des Laufrads der letzten 'furbinenstufe wächst der Gesamt ν erlustfaktor ¹^, des Abdampfstutzens infolge einer unerheblichen iürhöhung der hydraulischen Verluste, die durch die schlagartige Stromexpansion bedingt sind, um ein geringes an. Bei weiterer Zunahme des iussendurchmessers des Hinges im Diffusoreintritt squerschnitt wachsen die durch die schlagartige Stromexpansion bedingten hydraulischen Verluste noch intensiver weiter, obwohl diese Verlusterhöhung keinen stark aunehmenden Charakter hat·

Jedoch erscheint es unrationell, den Aussendurchmesser des xiinges über 118^ hinaus zu vergrossern, weil infolge der am Stutzen erfolgenden Erhöhung der hydraulischen Verluste die aerodynamischen Charakteristiken schlechter ^O werden und die vorerwähnte "Sperrerscheinung" eintreten kann·

Der erfindungsgemäss ausgeführte niederdruckzylinder gewährleistet eine Senkung der DampfStromgeschwindigkeit beim Stromdurchgang durch den Diffusor und eine Erhöhung des statischen Drucks im Diffusor praktisch im gesamten Unterschallbereich der Eintrittsgeschwindigkeiten bis \ ^ cz, 0,9^,

einen Gesamtverlustfaktor ^ bis etwa 1,0 sowie eine Erhöhung der Grenzleistung des Hiederdruckzylindere umio-i5% unter Beibehaltung der Abmessungen der letzten Stufe. Nachstehend wird die Erfindung an einem

konkreten Ausfuhrungsbeispiel anhand von

Zeichnungen erläutert, es zeigt:

Fig. 1 scnematiache Darstellung des erfindungsgemäß ausgeführten Niederdruckzylinders, im Vertikalschnitt; Fig. 2 einen Schnitt nach der Linie II-II in Fig. 1;

Fig. 5 einen Schnitt nach der Linie III-III in Fig. Der erfindungsgemäße Niederdruckzylinder einer Dampfturbine besitzt ein Gehäuse 1 (Fig. 1) mit horizontaler Teilebene, in dem auf Lagerungen 2 eine Welle 3 mit Ar-

XO beitsstufen 4 angeordnet ist. Jede der Stufen 4 ist von einem Leitapparat 5 und einem Laufrad 6 der Turbine gebildet. Hinter der letzten Stufe 4 ist, in der Dampfbewegungsrichtung gesehen, gleichachsig mit der Welle J ein Abdampf stutzen 7 mit einem Axial-Radialdiffusor 8 angebracht.

Der letztere ist von konzentrisch liegenden, kegelförmigen Oberflächen 9 und 10, und zwar einer äußeren und einer inneren Oberfläche, gebildet. Die äußere kegelförmige Oberfläohe 10 ist mittels Varsteifungsleitrippen 11 (Fig. 2), die über die gesamte Länge des AbdampfStutzens 7 von dessen Vorderwand 12 bis zu dessen hinterer Wand 13 angeordnet sind, sowie mittels profilierten Hippen 14, I5 und 16 (Fig. 3) befestigt, die sich in der unteren Btutzenhälfte befinden. In der unteren Hälfte des Stutzens 7 ist eine vertikale Trennwand 17 vorgesehen, die zur Achse der Turbine

2¹} senkrecht steht und an die profilierten Rippen 14 auf der gesamten Breite des Stutzens 7 sowie an die Austrittskante der äußeren kegelförmigen Oberfläche 10 des Diffusors angeschweißt ist. Die profilierten Hippen 14 besitzen eine Lange, die etwa der halben Länge des Stutzens 7 gleicht, und sind an der hinteren Wand I3 des Stutzens befestigt. Die vertikale Trennwand 17 und die profilierten Rippen 14 teilen den aus dem Diffusor 8 austretenden Dampfstrom in zwei unabhängige Ströme, und zwar den einen aus der oberen und den anderen aus der unteren Diffusorhälfte.

Die profilierten Rippen I5 sind an der hinteren Wand I3 des Stutzens sowie an der vertikalen Trennwand 17 befestigt und gewährleisten eine gleichmäßige Ableitung des Dampfstroms aus der unteren Hälfte des Diffusors 8 sowie eine

gleichmäßige Verteilung desselben über den Ausgangsquerschnitt des AbdampfStutzens 7. Die profilierten Rippen 16 (tfig. 3) sind an der vorderen Wand 12 des Stutzens sowie an der vertikalen Trennwand 17 befestigt. Der aus der oberen Hälfte des Diffusors 8 austretende Dampfstrom wird von den Leitrippen 11 zur Teilebene hin verschwenkt und von den profilierten Rippen 16 zum Austrittsquerschnitt des Abdampfstutzens 7 geleitet.

Der Außendurchmesser Dp des Ringes im Eintrittsquerschnitt des Axial-Radialdiffusors 8 beträgt etwa 102% bis etwa 118% vom Außendurchmesser D-, des Laufrads 6 der letzten Stufe 4.

Der Niederdruckzylinder einer Dampfturbine arbeitet folgenderweise.

Beim Eintritt des DampfStroms aus der letzten Arbeitsstufe 4 (Fig.l) in den Eintrittsquerschnitt des Diffusors des Abdampf Stutzens 7 findet eine schlagartige JSxpansion des Dampf Stroms dadurch statt, daß der Außendurchmesser D-, im Eintrittsquerschnitt des Diffusors 8 102 - 118% vom Außendurchmesser D-. des Laufrads 6 der Turbine beträgt.

Die weitere Stromexpansion im Diffusor 8 findet ohne Ablösungen dank der am Eintritt in den Abdampfstutzen erfolgenden Abnahme der Geschwindigkeit A₁ statt. Dadurch wird ein GesamtVerlustfaktor bis etwa 1,0 sowie eine zuverlässige Funktion des AbdampfStutzens bei hohen schallnahen Geschwindigkeiten bis λ^^ 0»92 gewährleistet, die das Auftreten der "Sperrerscheinung¹· ausschließt.

Claims (1)

1. Proiswodstwennoe ob'edinenie turbostroenija "Leningradskij metallitscheskij sawod"

   Leningrad / Sowjetunion

   21. August 1984

   RZ/Os P 92 423

   NIEDSRDRUCKZiLIKDER EINES DAMPFTURBINE PATENTANSPRUCH

   Niederdruckzylinder einer Dampfturbine, in dessen Gehäuse (1) auf Lagerungen (2) eine Welle (3) mit Arbeitsstufen (4) angeordnet ist, wobei hinter der in Dampfbewegungsrichtung letzten Stufe gleichachsig mit der Welle O) ein Abdampfstutzen (7) mit einem Axial-Radialdiffusor (8) angebracht ist, der von konzentrisch angeordneten, kegelförmigen Oberflächen (9 und 10) gebildet ist, die mittels profilierten Versteifungsrippen (11, 14, I^ und 16) am Abdampfstutzen (7) befestigt sind, dadurch gekennzeichnet, daß der Außendurchmesser (D~) des Ringes im Eintrittsquerschnitt des Axial-Radialdiffusors(8)

   etwa 102% bis etwa llü% vom Außendurchmesser (D,) des Laufrads (6) der letzten Turbinenstufe (4) beträgt.