Влияние температур Ta, Tc и кпд агрегатов на характеристики газотурбинной установки 1 страница

Газотурбинной установка – тепловой двигатель, состоящий из трёх основных элементов: воздушного компрессора, камеры сгорания и газовой турбины (рисунок 1).

Принцип действия ГТУ. Компрессором K из атмосферы забирают воздух, при повышенном давлении его подают в камеру сгорания КС, куда одновременно подводят жидкое топливо топливным насосом ТН или газообразное топливо от газового компрессора. В камере сгорания воздух разделяется на два потока: один поток в количестве, необходимом для сгорания топлива, поступает внутрь жаровой труб ЖТ; второй – обтекает жаровую трубу снаружи и подмешивается к продуктам сгорания для понижения их температуры. Процесс сгорания в камере происходит при почти постоянном давлении.

Получающийся после смешения газ поступает в газовую турбину Т, в которой, расширяясь, совершает работу, а затем выбрасывается в атмосферу.

Развиваемая газовой турбиной мощность частично расходуется на привод компрессора, а оставшаяся часть является полезной мощностью газотурбинной установки.

Рисунок 12.1 – Газотурбинная установка с горением

при постоянном давлении

Полезная мощность ГТУ составляет только 30-50 % мощности турбины. Долю полезной мощности можно увеличить, повысив температуру газа перед турбиной или снизив температуру воздуха, засасываемого компрессором. В первом случае возрастает работа расширения газа в турбине, во втором – уменьшается работа, затрачиваемая на сжатие воздуха в компрессоре. Оба способа приводят к увеличению доли полезной мощности. Полезная мощность ГТУ зависит также от аэродинамических показателей проточных частей турбины и компрессора: чем меньше аэродинамические потери в турбине и компрессоре, тем большая доля мощности газовой турбины становится полезной.

Эффективность ГТУ в сравнении с другими тепловыми двигателями обнаруживается только при высокой температуре газа и высокой экономичности турбины и компрессора. Поэтому простой по принципу действия газотурбинный двигатель стали применять в промышленности позднее других тепловых двигателей, после того как был достигнут прогресс в технологии получения жаропрочных материалов и накоплены необходимые знания в области аэродинамики турбомашин.

Первый газотурбинный двигатель был построен в России в 1897-1900 гг. инженером флота П.Д. Кузьминским. Газотурбинная установка Кузьминского состояла из поршневого компрессора, камеры сгорания и радиальной газовой турбины. Для уменьшения затраты мощности на сжатие воздуха охлаждение продуктов сгорания производилось не воздухом, а паром, который образовывался в змеевике, расположенном в камере сгорания. В это же время были изготовлены основные узлы установки, некоторые из них прошли предварительное испытание, но затем все работы были прекращены.

Рис. 12.2. Газотурбинная установка с горением при постоянном объёме

Возникла идея разработки газотурбинного двигателя, в котором горение топлива происходит не при постоянном давлении p = const, а при постоянном объеме v = const (рис. 12.2). Такая газотурбинная установка работает по следующему принципу.

В камеру сгорания 3 через воздушный клапан 4 от компрессора 1 подают воздух, который через газовый клапан 6 вытесняет оставшиеся продукты сгорания. При заполнении камеры воздухом открывается топливный клапан 2, через который поступает топливо. После заполнения камеры воздухом и топливом все клапаны закрываются и при помощи запального устройства 5 смесь воспламеняется. Топливо сгорает при постоянном объеме; при этом температура и давление в камере возрастают. При максимальном давлении открывается газовый клапан 6, через который продукты сгорания направляются к соплам газовой турбины 7 и, расширяясь, совершают работу. При истечении газов из камеры сгорания давление в ней падает; когда оно достигает уровня давления, создаваемого компрессором, вновь открывается воздушный клапан 4, и весь процесс повторяется.

Одним из основных перспективных способов использования твёрдого топлива в ГТУ является газификация твёрдого топлива (ГТТ) в реакторах, где это первично обработанное топливо подвергается газификации с помощью воздействия водяного пара и кислорода. Получаемый в реакторе горючий газ очищается и может быть использован как топливо в ГТУ. Объединение ГТТ с ПГУ даёт возможность получить комбинированную энергетическую установку, работающую на угле, экономичность которой, по оценке,
может составлять 43-44 %. Снижение экономичности этой установки по сравнению с ПГУ, работающими на газе, обусловлено тем, что при работе реактора расходуется энергия на собственные нужды (примерно 10 % мощности, вырабатываемой ПГУ). Удельные затраты на создание ПГУ с ГТТ превышают существенно затраты на ПГУ на газе и, по-видимому, выше, чем затраты на современные ПТУ на твёрдом топливе. Поскольку современные ПТУ имеют также и более высокую экономичность (выше 44 %), то пока использование
твёрдого топлива в ПГУ с ГТТ не выдерживает конкуренции с применением угля в традиционных, но высокоэффективных ПТУ. Результаты сравнения
ПГУ с ГТТ и эффективных ПТУ могут измениться,

По состоянию на текущий период в стационарной энергетике для мощных ТЭС наилучшими энергетическими установками являются: для газообразного и лёгкого жидкого топлива – ПГУ (в частности, ПГУ-У); для твёрдого топлива –эффективные совершенные современные ПТУ

ГТУ находят применение также в качестве теплофикационных установок. В этом случае газы из турбины направляют в специальный котёл или
водяной подогреватель. Уменьшение температуры уходящих газов вызывает значительное возрастание КПД установки, а сама установка оказывается проще и дешевле соответствующей паротурбинной установки.

К отраслям промышленности, где применение газовых турбин создаёт большие преимущества, относится доменное производство. Для работы
домны требуется воздух повышенного давления, который подаётся в печь воздуходувкой. Для привода воздуходувки следует использовать газотурбинную установку, потребляющую в качестве топлива доменный газ — побочный продукт доменного производства. Сейчас на некоторых металлургических заводах работают газотурбинные воздуходувки, опыт эксплуатации которых свидетельствует об их высокой эффективности и надёжности.

На железнодорожном транспорте газотурбинные локомотивы (газотурбовозы) получили некоторое применение на линиях большой протяжённости, где они имеют преимущества перед тепловозной
тягой по стоимости перевозок.

Ряд газотурбинных установок эксплуатируется сейчас в торговом и военно-морском флоте, в основном на лёгких и сторожевых быстроходных
судах, где особое значение имеют компактность и малая масса двигателя.

Газотурбинный автомобиль пока ещё находится в стадии исследования экспериментальных образцов. Лучшие экспериментальные двигатели по экономичности достигли уровня современных бензиновых автомобильных двигателей при меньшей массе.

Современная тенденция в развитии ГТУ состоит
в повышении начальной температуры и давления рабочих газов при простых схемных решениях. Применение жаропрочных материалов и специального охлаждения горячих деталей позволило поднять температуру рабочих газов для ГТУ различного назначения до 1250-1500 °С. Дальнейший прогресс в этой области связан с совершенствованием систем охлаждения и в первую очередь способов охлаждения рабочих лопаток газовых турбин, а также с разработкой новых жаропрочных материалов. В ближайшее десятилетие ожидаются дальнейший рост единичных мощностей энергетических ГТУ и повышение начальной температуры рабочих газов.

ЦИКЛ ПРОСТОЙ ГАЗОТУРБИННОЙ
УСТАНОВКИ

Изучение циклов газотурбинных установок начнём с простой ГТУ, основными элементами которой являются компрессор К, камера сгорания КС и турбина Т (рисунок 3). Для упрощения анализа цикла примем, что физические свойства воздуха, проходящего через компрессор, и газов, проходящих через турбину, остаются неизменными; соответственно этому теплоёмкости
воздуха и газа c p_в и c p_г, a также показатели изоэнтропы k_в и k_г будем считать постоянными. Погрешность, вызываемая принятыми допущениями, невелика и не влияет на принципиальные выводы.

Рис. 12.3. Схема простой ГТУ

Рис. 12.4. Цикл простой ГТУ:
а — без регенерации; б — с регенерацией

Рассмотрим цикл ГТУ в T, s-диаграмме, показанный на рисунке 4, а, без учёта потерь давления в воздушном и газовом трактах. Точка а определяет начальные параметры воздуха перед компрессором (p_а, T_а). Линия ab соответствует процессу сжатия воздуха в компрессоре до параметров p_b и T_b, а линия ab′ ‒ изоэнтропийному сжатию до того же конечного давления p_b и температуры T_bt . Условно индексом «t» отмечают параметры в конце изоэнтропийного сжатия или расширения. Линия bc соответствует изобарическому подводу теплоты в камере сгорания; при этом температура воздуха возрастает от T_b до T_c. В действительности в камере сгорания имеется снижение давления вследствие гидравлических потерь, поэтому p_c < p_b. Можно принимать pc = λ₁p_b, (1) где λ₁ – коэффициент, учитывающий потери давления в воздушном тракте между компрессором и камерой сгорания и в самой камере сгорания; λ₁ = 0,97-0,98.

Линия cd изображает процесс расширения газа в
турбине до давления pd . Вследствие потерь давления в газовом тракте за турбиной p_d > p_a . Аналогично предыдущему примем p_а = λ₂ p_d , (2) где λ₂ – коэффициент, учитывающий потери давления в системах всасывания воздуха (перед компрессором) и выхода газов (за турбиной); λ₂ = 0,96-0,98. Обозначив λ = λ₁λ₂, установим зависимость между отношениями давления в компрессоре и турбине: ε = pb/pa, δ = pc/pd. Учитывая (1) и (2), получаем δ = λε (3).

Изображение всего цикла ГТУ в единой Т, s-диаграмме условно, состоит в том, что Т, s-диаграмма строго построена для одного неизменного вещества, в то время как цикл ГТУ на разных участках относится к разным веществам. На участке ab он соответствует воздуху, на линии cd ‒ продуктам сгорания, на линии bc идёт подвод теплоты в результате реакции горения топлива. Линия da ‒ условное замыкание цикла. На самом деле, в точке d продукты сгорания выбрасываются в атмосферу, а в точке a другое вещество ‒ воздух ‒ забирается из атмосферы компрессором.

Условность изображения цикла не помешает правильно проводить количественное определение характеристик различных процессов, принимая для каждого участка цикла присущие данному веществу значения теплоемкостей.

Удельной полезной работой ГТУ называют разность

H = H_т – H_к , (4)

где H_т ‒ работа расширения 1 кг газа в турбине; H_к‒ работа, затраченная на сжатие 1 кг воздуха в компрессоре;

H_т= c_pг (T_c – Т_d); H_к = c_pв(Т_b – Т_a); (5)

c_pг ‒ средняя теплоёмкость газа в интервале температур T_c – Т_d; c_pв ‒ средняя теплоёмкость воздуха в интервале температур Т_b – Т_a.

Необходимо подчеркнуть, что при анализе циклов все температуры определяют по параметрам торможения.

Зависимости (5) можно представить через изоэнтропийные разности температур, если воспользоваться выражениями для изоэнтропийных КПД компрессора η к и турбины η_т* (h ‒ энтальпии газа и воздуха в соответствующих точках).

По определению (6)

Пользуясь зависимостями (6), а также уравнением изоэнтропы, согласно которому

(7)

находим температуры T_d и T_b:

(8)

С учётом (8) зависимости (5) принимают вид:

(9)

Предполагается, что КПД турбины и компрессора известны. Значения КПД определяют степень совершенства проточных частей турбины и компрессора.

Удельную подведённую теплоту q₁ определяют по разности энтальпий в точках c и b:

q₁ = (1/η_к.c)c_p(T_c – T_b), (10)

где c_p ‒ средняя теплоёмкость процесса подвода теплоты в камере сгорания.

КПД камеры сгорания η_к.c учитывает неполноту сгорания топлива и потери теплоты через стенки камеры сгорания; обычно η_к.c = 0,97-0,99.

Первая важная характеристика ‒ КПД цикла ГТУ определяется выражением

η = (H_т – H_к)/ q₁ = H/ q₁ , (11)

которое при использовании формул (8) ‒ (10) приобретает вид

(12)

где для краткости обозначим:

Целесообразность введения отношения температур τ = T_c/T_а очевидна: КПД η зависит только от отношения температур, но не абсолютных их
значений (если пренебречь влиянием изменения с_рви c_pг, что вполне допустимо).

Расчёты выполнены без учёта потерь в камере сгорания (η_к.c= 1) и в воздушном и газовом трактах (λ = 1); кроме того, принято η_т = 0,87, η_к = 0,84 и m_г = m_в = 0,275. С ростом параметра τ увеличиваются максимальное значение η и оптимальное отношение давлений ε η , т.е. такое отношение давлений, при которых КПД достигает максимального значения.

Значение оптимального отношения давлений может
быть найдено аналитически из условия ∂η/∂ε = 0. Однако при проектировании ГТУ всегда имеется необходимость в построении графика зависимости
η = η(ε) при заданном отношении температур с целью определения экономически целесообразного отношения давлений ε. Некоторые соображения о выборе ε приведены ниже.

Второй важной характеристикой цикла служит коэффициент полезной работы, определяемый как отношение полезной работы ГТУ к работе турбины:

ϕ = (H_т – H_к)/H_т = H/ H_т. (13)

ϕ ≈ 1 – ε^m/(τ η_т η_к). (14)

Согласно (14) коэффициент полезной работы возрастает с уменьшением ε (при заданном τ) и с увеличением τ, η_т и η_к. Если коэффициент
полезной работы мал, то это означает, что полезная работа цикла мала в сравнении с работой турбины и что, следовательно, большая часть работы турбины расходуется на привод компрессора. В этом случае небольшое изменение работы турбины или компрессора (вследствие, например, изменения η_т или η_к) приводит к заметному относительному изменению полезной работы ГТУ и, следовательно, к изменению её КПД.

Коэффициент полезной работы простой ГТУ сравнительно мал. Так, для ГТУ с τ = 3,6 и ε = 8 при η_т =0,87 и η_к = 0,84 значение ϕ = 0,37. Третьей важной характеристикой цикла является удельный расход газа, кг/кДж:

d = G/ N, (15)

где G ‒ расход газа, кг/с; N ‒ полезная мощность ГТУ, кВт.

Удельная работа ГТУ H = H_т – H_к связана с удельным расходом d простым соотношением H = d –1. (16) Формулы (15) и (16) используют для опре деления мощности ГТУ, кВт:

N = G/d = GH.

Обе характеристики d и H определяют работоспособность 1 кг газа. Чем выше H и меньше d, тем меньший расход газа необходим для получения заданной мощности. Используя выражение для полезной работы (4) и зависимости (9), можно доказать, что полезная работа достигает максимального значения при отношении давлений εH меньшем оптимального отношения.

ЦИКЛ ГАЗОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ
С РЕГЕНЕРАЦИЕЙ ТЕПЛОТЫ

В простой ГТУ газы покидают турбину с высокой температурой T_d и теплота q₂ = c_pг(T_d – T_а) теряется бесполезно. Это обстоятельство является
основной причиной невысокой экономичности простых ГТУ. Если использовать хотя бы часть теплоты q₂, то это вызовет заметное увеличение КПД.

Одним из путей использования теплоты уходящих газов является применение теплообменных аппаратов ‒ регенераторов, в которых уходящие
газы отдают часть своей теплоты воздуху, сжатому в компрессоре.

Схема ГТУ с регенератором показана на рисунке 6. Газы, покидающие турбину Т с температурой T_d, направляются в регенератор Р, где отдают часть теплоты воздуху, подаваемому в регенератор от компрессора К при температуре T_b. В регенераторе температура воздуха повышается до значения T_e, так что необходимое количество топлива, расходуемое на подогрев воздуха в камере сгорания, при этом уменьшается и экономичность ГТУ возрастает по сравнению с экономичностью простой ГТУ без регенерации. Температура газов в регенераторе падает до значения T_f; при температуре T_f газы выбрасываются в атмосферу.

Процесс ГТУ с регенерацией в T, s-диаграмме изображён на рисунке 4, б. Линия be соответствует нагреву воздуха, а линия нагреву воздуха, а линия df ‒ охлаждению газов в регенераторе.

Рис. 12.6. Схема ГТУ с регенератором

Рис. 12.7. Схема регенератора с противотоком

Схема противоточного регенератора показана на рисунке 7. Воздух в нем проходит по трубкам, закреплённым в трубных досках, а газ движется между трубками в противоположном направлении. При одинаковых расходах и теплоёмкостях газа и воздуха в идеальном противоточном регенераторе нагрев воздуха равен снижению температуры газа, а температурный напор между газом и воздухом по всему тракту одинаков и равен температурному напору при выходе воздуха из регенератора T_d – T_e.

Сообщённое воздуху количество теплоты определяется повышением температуры воздуха в регенераторе:

q_в = c_pв(T_e – T_b).

В реальном регенераторе снижение температуры газов до T_b невозможно, ибо это потребовало бы бесконечно большой поверхности регенератора.

Эффективность регенератора как теплообменника оценивают степенью регенерации σ, определяемой отношением количества теплоты, переданного воздуху, к предельно возможному количеству теплоты.

Степень регенерации зависит от площади поверхности регенератора. Установим эту зависимость для регенератора с противотоком (рисунок 6). Количество теплоты, сообщённое воздуху в единицу времени,

Q = kf (T_d – T_e), (17)

где k ‒ коэффициент теплопередачи в регенераторе; f ‒ площадь теплопередающей поверхности регенератора.

Также можно записать

Q = Gc_pв(T_e – T_b). (18)

Выразив в последней формуле расход G через мощность N и полезную работу Н, получим, что площадь поверхности регенератора, отнесённая к мощности, имеет вид

Удельная площадь поверхности регенератора f/N зависит от степени регенерации и при σ, стремящемся к единице, отношение f/N неограниченно растёт. Этот вывод легко понять, если учесть, что при σ = 1 температурный напор между газом и воздухом в регенераторе обращается в нуль (T_e = T_d).

Уменьшения удельной площади поверхности регенератора можно добиться путём интенсификации теплопередачи (увеличения k) и увеличения полезной работы Н. Увеличению полезной работы при заданной мощности соответствует падение расхода G, а следовательно, и количества теплоты, передаваемого в регенераторе от газа к воздуху.

Выражение (11) для КПД η изменится, поскольку теперь в камере сгорания будет подводиться меньшее количество теплоты: q₁ = c_p(T_c – T_e).

Выражение для КПД получим из формул (11) и (9) с учётом последних зависимостей для q₁ и T_e:

(19)

При отсутствии регенерации σ = 0 и (19) совпадает с (12).

Зависимость (23) представлена в виде графиков на рис. 8 для двух значений τ и нескольких значений σ. Кривые η = η (ε) при τ = const сходятся в одну точку, характерную тем, что в ней T_d = T_b. В этом случае эффект от введения регенератора равен нулю, так как газ и воздух при входе в регенератор имеют одинаковую температуру и теплообмен отсутствует. Дальнейшее увеличение ε ведёт к отрицательному эффекту регенератора, так как температура воздуха, поступающего в регенератор, становится выше температуры газа на выходе из турбины (T_b > T_d).

Рисунок 7 – КПД ГТУ с регенерацией при η_т = 0,87; η к = 0,84;
m = 0,275: 1) σ = 0; 2) σ = 0,2; 3) σ = 0,5; 4) σ = 0,8; 5) σ = 1;
6) τ = 4; 7) τ = 3,2

Таблица 2 – Влияние степени регенерации на характеристики ГТУ

Из данных рисунка 8 видно, что введение регенерации существенно увеличивает КПД цикла. Оптимальное отношение давлений ε_η понижается по мере роста степени регенерации. Это объясняется тем, что с увеличением ε при фиксированных значениях температур T_а и T_c уменьшается располагаемый температурный перепад T_d – T_b в регенераторе, а следовательно, и эффективность регенерации теплоты.

Повышение экономичности ГТУ при введении регенерации теплоты при t_c = 800 °С; t_a = 15 °C (τ = 3,73); η_т = 0,87; η_к = 0,84, m = 0,275; λ = 1 демонстрируется данными табл. 1.

Следует подчеркнуть, что приведённые данные, а также данные рисунка 8 получены без учёта гидравлического сопротивления регенератора; действительный выигрыш в КПД от применения регенерации, как будет видно из дальнейшего, значительно меньше.

Полезная работа простой ГТУ без регенерации достигает максимального значения при отношении давлений ε_H, меньшем оптимального. Очевидно, что значение ε_H от степени регенерации не зависит. В то же время оптимальное отношение давлений ε_η уменьшается с ростом регенерации. Следовательно, с ростом σ значения ε_η и ε_H сближаются, а при значительной степени регенерации ε_η < ε_H.

В виде иллюстрации на рисунке 9 приведён график зависимости εη = f (σ) для τ = 4. Там же для сравнения показано значение εH = 7. График рис. 12.9 позволяет заключить, что при обычной степени регенерации σ = 0,6 … 0,8 с целью уменьшения размеров и массы ГТУ целесообразно принимать отношение давлений больше оптимального, поскольку максимальная работа ГТУ достигается при εH > ε η.

Рис.9. Оптимальное отношение давлений ГТУ с регенерацией теплоты для τ = 4 (по данным рис. 12.8)

Коэффициент полезной работы ϕ при введении
регенерации заметно возрастает вследствие уменьшения εη.

Влияние температур Ta, Tc и кпд агрегатов на характеристики газотурбинной установки

При оценке влияния температур T_а и T_c, КПД турбины и компрессора, а также ряда других факторов (потерь давления в трактах, механических потерь, которые рассматриваются далее) на характеристики ГТУ необходимо иметь в виду существенную особенность ГТУ, отличающую её от других тепловых двигателей: полезная мощность ГТУ составляет некоторую долю от мощности, развиваемой самой газовой турбиной. Эта доля определяется коэффициентом полезной работы ϕ, который для газотурбинной установки равен около 0,4-0,5, т.е. значительно меньше, чем, например, для паротурбинной установки, где коэффициент полезной работы близок к единице. Чем меньше коэффициент полезной работы, тем более чувствительна установка (её КПД и мощность) к изменению аэродинамических, механических и других потерь в её агрегатах. Если, например, в паротурбинной установке мощности турбины, составляет 1/ ϕ процентов полезной мощности, так что при ϕ, равном, скажем, 0,4, снижение мощности ГТУ составляет 2,5 %.

По этой же причине относительное изменение температур T_c или T_а вызывает сравнительно большее относительное изменение КПД, удельной
работы и коэффициента полезной работы ГТУ.

Рассмотрим теперь количественное влияние указанных факторов на η, ϕ и H. Ввиду достаточно сложной структуры формул удобно воспользоваться методом малых отклонений, т.е. определять изменение η, ϕ и H при малом изменении Tс или любого другого параметра.

Влияние температур Tа и Tc . Для оценки
влияния Tа и Tc нa КПД воспользуемся формулой
(12.23) и определим частную производную ∂ η/ ∂τ.
Учитывая (12.14) и принимая для простоты δ ≈ ε и
m
г ≈ m

Как видно, коэффициент полезной работы и
удельная работа изменяются более значительно, чем КПД. Это объясняется тем, что при повышении, например, температуры Tс растет не только работа турбины Hт, но и количество подведенной теплоты q1 = cp (Tc – Tb ). При понижении Tа
падает H к и растет H = Hт – Hк , но одновременно
требуется подвод дополнительного количества теплоты в камере сгорания, так как с понижением Та уменьшается температура воздуха за компрессором
Tb
и растет q1 .

Влияние КПД турбины и компрессора на H, ϕ
и η. Из формул (12.4), (12.14) и (12.23) при неизменных τ, ε найдем относительные приращения
ΔH /H, Δϕ / ϕ и Δη / η при изменении КПД турбины
и компрессора:

Формула (12.27) подтверждает вывод о существенном влиянии потерь в турбине и компрессоре на полезную работу (мощность) ГТУ. Изменение КПД
турбины или компрессора на 1 % вызывает соответственное изменение Н на 1/ ϕ или 1/ ϕ – 1 процентов. КПД компрессора оказывает меньшее влияние на H, чем КПД турбины, так как сама мощность компрессора меньше, чем мощность турбины, и ее изменение на 1 % ведет к меньшему изменению.

полезной мощности ГТУ, чем при изменении на 1 %
мощности турбины. По тем же причинам коэффициент полезной работы существенно зависит от потерь в турбине и компрессоре, что видно из (12.28).

Относительное приращение КПД, как видно из (12.29), зависит не только от ϕ, но и от степени регенерации σ. Влияние регенерации на Δη / η станет ясным, если учесть, что изменение ηт ведет к изменению располагаемого перепада температур Td – Tb .

Так, при уменьшении ηт температура за турбиной растет, вызывая увеличение располагаемой разности T d – Tb . Это ведет к увеличению доли теплоты, передаваемой воздуху в регенераторе, и, следовательно, к снижению количества теплоты, подводимого в камере сгорания. Значит, уменьшение ηт ведет не только к снижению полезной работы (что вызывает снижение КПД и учитывается коэффициентом ϕ), но одновременно служит причиной некоторого уменьшения количества теплоты, подводимого в камере сгорания, причем это уменьшение тем больше, чем больше степень регенерации. Если регенерация отсутствует, то, как легко видеть, изменение ηт не влияет на расход теплоты в камерe сгорания. Формула (12.29) отражает влияние обоих отмеченных факторов: в первом слагаемом множитель 1/ ϕ учитывает изменение η за счет изменения полезной работы, а множитель 1 – ση характеризует влияние степени регенерации σ. Множитель же при Δη к / η к в (12.29) является произведением двух множителей: (1 – ϕ)/ϕ, определяющего влияние КПД компрессора на КПД ГТУ в связи с изменением полезной работы, а также 1 – (1 – σ) η, отражающего влияние регенерации. Природу этого влияния можно установить, рассуждая следующим образом.

12 3 4 5 6 Следующая ⇒