Повышение экономичности газотурбинных установок, в принципе, может быть осуществлено различными способами: применением регенеративного теплообмена, ступенчатого сжатия с охлаждением воздуха и ступенчатого расширения с дополнительным подводом тепла еще в одной камере сгорания, установленной между газовыми турбинами на пути расширения продуктов сгорания (см. раздел 1.1).
Принципиальная схема ГТУ с регенерацией тепла в координатах T-s приведена на Рис. 1. 13. Степень регенерации в этих условиях, с использованием принятых обозначений, на Рис. 1.13 будет определяться соотношением:
(1.47)
а эффективно- термодинамический КПД – соотношением, аналогичным соотношению (1. 23):
(1.48)
где ej - характеристика регенеративного использования тепла [ 2,3 ]:
(1.49)
Нулевому значению характеристики регенеративного использования тепла (ej) соответствует случай равенства конечных температур расширения и сжатия (Т41 = Т21); очевидно, что в этом предельном случае возможности регенеративного использования тепла исключаются.
Удельная работа he, (как это видно из соотношения 1.27) в явном виде не зависит от j, но она зависит от l, которая в свою очередь зависит от гидравлических сопротивлений.
Регенерация тепла в ГТУ благоприятно сказывается в двух направлениях: с одной стороны она способствует повышению КПД установки, а с другой – снижает величину оптимального соотношения давлений сжатия в осевом компрессоре (Рис.1.6). В действительном цикле эффективность регенерации в значительной степени зависит от величины гидравлического сопротивления в регенераторе по его воздушной и газовой стороне. Поскольку с изменением степени регенерации при прочих равных условиях в том же направлении изменяется и величина поверхности регенератора и, следовательно, гидравлические сопротивления, то выбор расчетного (оптимального) значения коэффициента регенерации (j) является сложной технической и технико-экономической задачей.
Если принять во внимание, что все регенераторы стараются проектировать и изготовлять как воздухоподогреватели, работающие по схеме близкой к схеме противотока, то с достаточно высокой степенью точности можно принять, что средняя разность температур между газовым и воздушным потоками в регенераторе определяется как разность температур газов за турбиной и температурой воздуха за регенератором, Dt = t41 - tj.
Уравнение теплового баланса по регенератору можно записать в виде:
Q = Gcpm (tj - t21) = kFpDt (1.50)
где G – расход рабочего тела через регенератор; сpm – средняя теплоемкость воздушного потока в пределах регенератора; tj - температура воздуха после прохождения регенератора; t21 – температура воздуха на входе в регенератор (после осевого компрессора); Dt – средняя разность температур между газовым и воздушными потоками в пределах регенератора.
Сопоставляя между собой соотношения (1. 47) и (1. 50) после ряда несложных преобразований, получим:
(1. 51)
или
(1.52)
Отсюда вытекает следующая функциональная зависимость:
DР = DР (pк, j) = DР (t, j) (1.53)
Это значит, что существует оптимальное значение степени регенерации (jопт.), при котором в условиях заданных параметров цикла и принятого закона сопротивлений эффективно-термодинамический КПД достигает своего максимума. Такая экстремальная задача формулируется для функции двух независимых переменных (t и j).
При рассмотрении регенеративного цикла следует учесть тенденцию повышения степени регенерации при уменьшении нагрузки на валу турбины. Действительно, используя соотношение (1.52) и записав его для двух режимов работы (номинальная и промежуточная нагрузка агрегата) получим, принимая сpm = idem:
(1.54)
Пренебрегая термическим сопротивлениями стенки регенератора и считая одинаковым характер теплоотдачи со стороны газов и воздуха, можно считать, что:
(1.55)
Из сопоставления соотношений (1.54) и (1.55) находим:
(1.56)
Изменение полезной нагрузки на валу ГТУ приводит к изменению расхода рабочего тела по тракту ГТУ, что будет способствовать интенсификации процесса теплопередачи по тракту регенератора и, как следствие, увеличению численного значения коэффициента регенерации тепла и следовательно стабилизации КПД установки на частичных нагрузках.
Несмотря на то, что за счет теплотехнических мероприятий можно рассчитывать на значительное повышение показателей установки и прежде всего, ее КПД, использование сложных схем на газопроводах ограничивается их высокой стоимостью, сложностью регулирования, низкими показателями работы теплообменников и т.п.
В качестве экспериментально-промышленной установки в единичных образцах в перспективе может рассматриваться только схема с промежуточным отводом тепла в процессе сжатия. Принципиальная схема такой установки приведена на Рис. 1.14. За счет совместной установки холодильника и регенерации тепла отходящих газов такие схемы могут обеспечивать получение высокой удельной мощности и КПД ГТУ на уровне 40-43%.
Принципиальная схема установки с промежуточным отводом тепла в процессе сжатия и его изображением в координатах T-s приведена на Рис. 1.14. Для термодинамического анализа такой установки, целесообразно по аналогии с регенерацией ввести понятие степени промежуточного охлаждения [2]:
(1.57)
где Та- температура воздуха после второй ступени сжатия; Т 
- глубина охлаждения воздуха в холодильнике; Т1- начальная температура сжатия. 
Термодинамический анализ данной схемы показывает, что эффект от промежуточного охлаждения увеличивается с ростом степени повышения давления в осевом компрессоре; очень сильное влияние на показатели установки оказывает величина коэффициента .
Оптимальное распределение соотношения давлений сжатия по компрессорам с выполнением условия как по минимуму работы сжатия, так и по максимуму КПД достигается экстремальным анализом при заданном значении степени охлаждения воздуха между ступенями сжатия. Следует отметить, что само промежуточное охлаждение воздуха мало повышает КПД цикла; наиболее заметно растет величина удельной работы. КПД цикла растет за счет регенерации тепла отходящих газов.
В качестве экспериментально-промышленной установки в единичных образцах в перспективе может рассматриваться только вариант использования теплотехнической схемы ГТУ с промежуточным отводом тепла в процессе сжатия за счет установки холодильника и одновременным использованием регенерации тепла отходящих газов. Газотурбинные установки таких схем обеспечивают получение высокой удельной мощности и КПД на уровне 40-43%.
Принимая во внимание, что регенерация тепла отходящих газов в ГТУ является одним из практически наиболее важных способов экономии топливного газа в установке за счет утилизации тепла отходящих газов после газовой турбины, представляется целесообразным рассмотреть показатели этой схемы ГТУ более подробно.
Задача 1.5. В целях увеличения максимальной удельной работы газотурбинного цикла, в ряде случаев предусматривают двухступенчатую схему сжатия воздуха в осевом компрессоре с использованием промежуточного охлаждения воздуха между ступенями сжатия. Используя положение о том, что температура воздуха на входе во вторую ступень сжатия всегда выше чем в первую, рассмотрим условие оптимальной разбивки общей степени сжатия по осевому компрессору из условия минимума энергетических затрат на процесс сжатия воздуха при следующих исходных данных: общая степень сжатия по компрессору равна 10; температура воздуха на входе в первую ступень сжатия равна Т1 = 288,2 0К; температура воздуха на входе во вторую ступень сжатия равна Т2 = 303,2 0К; относительный адиабатический КПД первой ступени сжатия равен 0,88; второй ступени сжатия – 0,84. Требуется определить оптимальную разбивку общей степени на сжатие по первой и второй ступени. Гидравлическими сопротивлениями по циклу ГТУ и холодильнику пренебречь.
Решение. Максимальная удельная работа цикла в этих условиях определяется соотношением (минимальная работа сжатия по компрессору):
,
R – газовая постоянная рабочего тела; m = (k-1)/k – соnst.
