Экономия топлива и улучшение экологических показателей при выработке электроэнергии и теплоты связаны с поиском перспективных направлений развития энергетических установок. ГТУ небольшой мощности стационарного исполнения в последнее время, становятся все более востребованы, например как «мини ТЭЦ». В качестве энергетических установок целесообразно использовать газотурбинные двигатели, имеющие по сравнению с паротурбинными лучшие технико – экономические показатели. Поэтому повышение экономичности ГТУ примерно около 40% и является актуальной задачей. Эффективность работы ГТУ на номинальном и переменном режимах определяется как тепловым воздействием на процессы протекающие в компрессоре и турбине и регенерацией теплоты уходящих газов, так и их схемно – компоновочным решением. Удельная мощность и удельный расход топлива на номинальном режиме работы ГТУ, характеризующие степень совершенствования установки, являются функцией значительного числа переменных: политропических КПД газодинамических процессов в различных элементах установки, степеней повышения и понижения давления рабочего тела в компрессоре и турбине, коэффициентов полноты сгорания топлива в камере сгорания, теплоемкостей рабочего тела, степеней регенерации теплоты выходящих из установки продуктов сгорания, относительного расхода топлива, а также схемно – компоновочного выполнения ГТУ. Задачей проведенных исследований влияния удельных параметров при различных схемах исполнения установок, обеспечивающий высокий эффективный КПД и соотношение электрической мощности установки с тепловой мощностью котла утилизатора. В расчетных исследованиях эффективности и параметров ГТУ параметры давления и температуры принимались равными соответственно 101300 Па и 288 К. Политропический КПД газодинамических процессов в компрессоре был принят 0.85 и 0.87 турбине соответственно, что соответствует оптимальным адиабатным значениям КПД в турбине 0.86 – 0.9 и компрессоре 0.8 – 0.83. Данные значения уточняются в зависимости от выбранной схемы установки ГТД, степеней повышения давления в компрессоре и температур газа на выходе из камеры сгорания, которые были приняты в диапазоне 1250 – 1450 К. Степень регенерации в регенераторе была выбраны из области максимального и минимального оптимального значения, то есть 0.6 и 0.8. В данной работе были рассмотрены следующие схемы: 1. Простой цикл с одновальной конструкцией и с котлом утилизатором на выходе из турбины (Рис. 1, а). 2. Цикл с регенерацией и котлом утилизатором (Рис. 1, б) 3. Двухвальная схема с регенератором, котлом утилизатором и камерой дожигания (Рис. 1, в) а б в Рис.1 Схемы циклов ГТУ а – простой цикл; б – цикл с регенерацией; в – цикл с регенерацией и камерой дожигания; Характерной особенностью третьего варианта является то что регенератор располагается после турбины компрессора, то есть до второй камеры дожигания. Температура во второй камере дожигания принималась с учетом температуры газа в первой только на 150 К меньше. Многовальность установок практически не оказывает влияния на полученные результаты удельных параметров поэтому полученные результаты справедливы для различных схем исполнения. Расчетный анализ показал, что с увеличение температуры газа на выходе из камеры сгорания эффективный КПД увеличивается во всех схемах, но существует ограничение на выбор оптимальных параметров связанных с типом конструкции компрессора, материалов лопаток турбин, центростремительных рабочих колес, а также материалами регенератора и котла утилизатора. Результаты расчета цикла с регенерацией показал снижение удельной мощности и увеличение эффективного КПД установки по сравнению с простой схемой, а так же смещение области оптимального повышения степени давления в компрессоре в сторону малых значений. Оптимальная степень повышения давления смещается в сторону малых значений с увеличением степени регенерации, но при значениях превышающих 0.8 объем регенератора существенно возрастет, что приводит к снижению технико – экономических показателей установки. Для повышения КПД в простом цикле необходимо существенно увеличивать температуры газа за камерой сгорания свыше 1500 – 1600 К. Однако при этом возникают проблемы с охлаждением прочной части турбины, ресурсом и стоимостью. Двухвальная схема показала значительное увеличение удельной мощности за счет введения камеры дожигания и как следствие увеличение температуры на выходе из силовой турбины, но эффективный КПД данной схемы находится на уровне простого цикла. Расход воздуха в такой схеме уменьшается. Термодинамически более совершенными являются схемы с регенерацией и промежуточным подогревом (камера дожигания), которые обеспечиваю более эффективные параметры цикла при умеренных температурах рабочего тела равные примерно 1250 К, что позволяет избежать охлаждения турбины и как следствие снизить удельную стоимость за счет применения дешевых конструкционных материалов, повысить ресурс и надежность. Схема выполняемая по третьему варианту имеет несколько исполнений, связанных с размещением камеры дожигания. Выбор варианта конструкции зависит от требования к тепловой мощности котла и требованиями к материалу турбинных лопаток, то есть в случае необходимости камеру дожигания можно поставить на входе в котел утилизатор. Список литературы 1. Манушин Э.А, Михальцев В.Е, Чернобровкин А.П. Теория и проектирование газотурбинных и комбинированных установок. – М: Машиностроение, 1977. – 447 с. 2. Лапин Ю.Д, Карышев А.К. Расчет тепловой схемы газотурбинной установки для привода нагнетателя. – М: МВТУ, 1983. – 23 с. 3. Арсеньев Л.В, Бедчер Ф.С, Богов И.А, Левин Е.Е, Тырышкин В.Г, Ходок Е.А. Газотурбинные установки. Конструкция и расчет: Справочное пособие. – Л: Машиностроение, 1978. – 232 с.