ZESZYTY NAUKOWE AKADEMII MARYNARKI WOJENNEJ

ROK XLVI NR 2 (161) 2005

89

Z b i g n i e w K o r c z e w s k i
P a w e ł W i r k o w s k i

Z A Ł O Ż E N I A D O M O D E L O W A N I A

P R O C E S Ó W G A Z O D Y N A M I C Z N Y C H

W S P R Ę Ż A R K A C H S I L N I K Ó W T U R B I N O W Y C H

O Z M I E N N E J G E O M E T R I I

K A N A Ł Ó W P R Z E P Ł Y W O W Y C H

STRESZCZENIE

Artykuł dotyczy zastosowania metod modelowania matematycznego do analizy proce-

sów gazodynamicznych w okrętowych turbinowych silnikach spalinowych. Przedstawiono wpływ
zmian geometrii kanału przepływowego sprężarki na zmianę jej charakterystyki. Zaprezentowano
metodę budowy modelu symulacyjnego sprężarki silnika turbinowego z regulowaną kierownicą
wlotową oraz z regulowaną kierownicą wlotową wraz z regulowanymi kierownicami kilku pierw-
szych stopni. Przedstawiono również rozwiązanie układu sterowania zmianą geometrii kanału
przepływowego sprężarki wybranego typu silnika okrętowego.

WSTĘP

Jednym z kluczowych problemów użytkowania okrętowych turbinowych

silników spalinowych jest znajomość przebiegu realizowanych procesów nieustalo-
nych. Dotyczy to zresztą wszystkich silników pracujących w szybkozmiennych wa-
runkach obciążenia, a podobnie jak w silnikach okrętowych – szczególnie
turbinowych silników lotniczych. Indywidualne cechy dynamiczne każdego z eks-
ploatowanych silników identyfikowane są najczęściej na drodze kosztownych badań
eksperymentalnych, uwarunkowanych licznymi ograniczeniami konstrukcyjnymi
i eksploatacyjnymi.

W rzeczywistych morskich warunkach eksploatacyjnych okrętowy turbino-

wy silnik spalinowy pracuje przy różnych prędkościach obrotowych, podyktowa-
nych wymaganymi parametrami ruchowymi okrętu. Przejście z jednej ustalonej

Zbigniew Korczewski, Paweł Wirkowski

90

Zeszyty

Naukowe

AMW

prędkości obrotowej na drugą związane jest z realizacją nieustalonych procesów
energetycznych, których przebieg determinowany jest między innymi wzajemnym
gazodynamicznym oddziaływaniem zespołów wirnikowych sprężarek i turbin. Sil-
nym zmianom w czasie ulegają wartości parametrów termogazodynamicznych prze-
pływającego czynnika roboczego. Aby dokonać jakościowej i ilościowej oceny tych
zmian, należy określić równania dynamiki opisujące przepływ czynnika roboczego
w kanałach przepływowych silnika i rozwiązać je dla zakłóceń względem ustalonej
współpracy zespołów wirnikowych.

Zupełnie nowe możliwości stwarza zastosowanie metod modelowania ma-

tematycznego, pozwalające rozwiązywać coraz bardziej złożone problemy związane
z eksploatacją współczesnych silników turbinowych. Dysponując zaawansowanym
oprogramowaniem komputerowym, można opracować adekwatne (zweryfikowane
w

zakresie

normalnej pracy) modele symulacyjne głównych zespołów i

podzespołów

silnika.

Zbudowane

na

ich

podstawie

programy

komputerowe

umożliwiają

realizację

eksperymentów symulacji numerycznej nieustalonych procesów energetycznych
w rzeczywistych i hipotetycznych warunkach użytkowania silnika. Taka metoda jest
znacznie szybsza i wielokrotnie tańsza niż badania eksperymentalne.

REGULACJA

GEOMETRII

PRZEPŁYWU

POWIETRZA

W

SPRĘŻARCE

Celem regulacji sprężarki jest zapewnienie wymaganego zapasu stateczno-

ści pracy sprężarki we wszystkich zakresach eksploatacyjnych silnika, zapobieganie
drganiom łopatek pierwszych stopni wzbudzanych przy dużych kątach napływu
strumienia na te łopatki, a także zwiększenie sprawności sprężarki w nieustalonych
zakresach jej pracy i dzięki temu poprawa elastyczności pracy silnika.

Jednym ze stosowanych sposobów regulacji sprężarek osiowych, zwłaszcza

o dużych sprężach i dużych natężeniach przepływu, jest zmiana geometrii kanału
przepływowego poprzez zastosowanie nastawnej kierownicy wlotowej lub nastaw-
nych kierownic kilku pierwszych stopni sprężarki.

Nastawna kierownica wlotowa

Znaczący wpływ na przebieg procesów nieustalonych w silniku turbinowym

wywiera oddziaływanie zastosowanego w danej formie konstrukcyjnej układu regu-
lacji geometrii kanałów przepływowych. W sprężarkach osiowych o sprężach
8 – 10 warunkiem wystarczającym zapewniającym stateczną pracę sprężarki jest

Założenia do modelowania procesów gazodynamicznych w sprężarkach silników...

2 (161) 2005

91

zastosowanie jedynie nastawnych kierownic wlotowych [3] lub upustów powietrza.
Na rysunku 1. przedstawiono charakterystykę sprężarki silnika turbinowego z na-
stawną kierownicą wlotową.

Na charakterystykę naniesiono przykładowe przebiegi linii współpracy

sprężarki z siecią (z kanałem przepływowym przed i za sprężarką) podczas realizacji
procesów zwiększania i zmniejszania prędkości obrotowej zespołu wirnikowego.
Linie przerywane na charakterystyce odzwierciedlają pracę sprężarki z przesterowa-
ną kierownicą wlotową.

Z przebiegu linii współpracy na charakterystyce można wnioskować, że

w silniku wyposażonym w nastawną kierownicę wlotową istnieje możliwość regula-
cji parametrów wyjściowych sprężarki, przy niezmiennej prędkości obrotowej
zespołu wirnikowego. Warto również zauważyć, że podczas realizacji procesu akce-
leracji nieprzesterowana w sposób właściwy kierownica może (w skrajnym przy-
padku) stać się przyczyną przekroczenia granicy pracy statecznej sprężarki, co
w sytuacji użytkowania silnika na okręcie grozi jego uszkodzeniem.

Rys. 1. Zmiana zakresu pracy sprężarki wywołana oddziaływaniem

regulowanej kierownicy wlotowej [4]:

nastawna kierownica wlotowa w położeniu

α

KW

= –10°;

nastawna kierownica wlotowa w położeniu

α

KW

= 0°;

nastawna kierownica wlotowa w położeniu

α

KW

= +10°;

ABB’B’’ – punkty współpracy sprężarki z siecią w stanach ustalonych;
ACC’B’’ – punkty współpracy sprężarki z siecią w czasie akceleracji silnika;
B’’D’DA – punkty współpracy sprężarki z siecią w czasie deceleracji silnika

Zbigniew Korczewski, Paweł Wirkowski

92

Zeszyty

Naukowe

AMW

Wyniki badań cech dynamicznych zespołu sprężarkowego dla silnika turbi-

nowego z nastawnymi kierownicami wlotowymi zostały szeroko zaprezentowane
m.in. w pracy [4]. Do analizy przyjęto silniki turbinowe o konstrukcji trójwirniko-
wej eksploatowane na okrętach Polskiej Marynarki Wojennej, które są zastosowane
w kombinowanym układzie napędowym typu COGAG. Schemat jednego z czterech
silników układu z zaznaczonymi przekrojami kontrolnymi części przepływowej
przedstawia rysunek 2.

Rys. 2. Schemat ideowy okrętowego turbinowego silnika spalinowego

z oddzielną nawrotną turbiną napędową [4]

W stanach nieustalonych zmieniają się warunki pracy kolejnych palisad ło-

patkowych sprężarki osiowej. Chwilowe wartości strumienia masy przepływającego
powietrza ulegają zmianom w miarę przechodzenia w głąb kanałów przepływo-
wych, stając się przyczyną „niezsynchronizowanej” współpracy poszczególnych
stopni. Interpretację graficzną zjawiska prezentuje rysunek 3. wykonany dla mode-
lowanych procesów przejściowych.

Założenia do modelowania procesów gazodynamicznych w sprężarkach silników...

2 (161) 2005

93

Rys. 3. Zmiana chwilowego natężenia przepływu czynnika roboczego

wzdłuż sprężarki osiowej w czasie akceleracji i deceleracji [4]

Z przeprowadzonych badań eksperymentalnych wynika, że wskutek gazo-

dynamicznej niestacjonarności procesów przepływu i wymiany ciepła następuje
deformacja charakterystyk sprężarki osiowej. Odchylenia wartości sprężu i spraw-
ności nie przekraczają jednak 1% i są wprost proporcjonalne do czasu realizacji
procesu przejściowego.

Stałe czasowe procesów dynamicznego przepływu powietrza w sprężarkach

są

bardzo

małe

(10

÷

100

ms),

akumulacja

czynnika

roboczego

może

być

zatem

pomi-

nięta, a zjawiska dynamiczne traktowane jako ciąg chwilowych stanów ustalonych.
Realizowane jest więc quasi-stacjonarne ujęcie procesów w sprężarkach, które są
traktowane jedynie jako źródła substancji i energii dla kanału. Strumienie substancji
i energii do i z przestrzeni międzysprężarkowej (odpowiednio przekroje kontrolne
2.1 i 1.2) określane są przy wykorzystaniu uniwersalnych charakterystyk sprężarek.

Zestawienie możliwych stanów pracy sprężarki osiowej realizowane jest

w oparciu o jej charakterystyki stacjonarne, opracowane przez producenta na drodze
badań eksperymentalnych. Zazwyczaj przedstawiane są one w parametrach zredu-
kowanych (porównywalnych) do tzw. normalnych warunków atmosferycznych
(parametrów atmosfery wzorcowej I.S.A.), niezależnych od zmian szeroko rozumia-
nych parametrów otoczenia:

&

( , ,

)

m

f

n

S

S

KW

=

∗

π

α

; (1)

η

α

e

S

KW

f m n

∗

= ( &, ,

)

. (2)

Zbigniew Korczewski, Paweł Wirkowski

94

Zeszyty

Naukowe

AMW

Jednym ze sposobów opracowania opisu analitycznego sprężarki osiowej

jest metoda najmniejszej sumy kwadratów i regresji wielowymiarowej na podstawie
wielomianów. Pozwala ona wyznaczyć dowolny punkt pracy na charakterystyce
sprężarki ze statystyczną pewnością, że wartości odchyleń modelu od pomiarów
rzeczywistych zawierać się będą w granicach błędu pomiarowego. Praktyczną
przydatność proponowanej metody sprawdzono dla jednej ze sprężarek osiowych
zastosowanych w silniku typu DR76 [4]. Przeprowadzone obliczenia i analizy
umożliwiły wyznaczenie ogólnego modelu dla sprężarki w postaci układu równań
aproksymujących charakterystyki uniwersalne, dla ustalonego położenia kątowego
regulowanej kierownicy wlotowej

α

KW

idem

=

:

&

( )

( )

m

a

a n

a

a n

a n

a

S

S

S

S S

S

=

+

+

+

+

+

∗

∗

∗

0

1

2

3

2

4

5

2

π

π

π

; (3)

η

e

S

S

S

b

b n

b m b n

b n m b m

∗

=

+

+

+

+

+

0

1

2

3

2

4

5

2

&

( )

&

( & ) . (4)

Rysunki 4. i 5. przedstawiają wyniki obliczeń w postaci zamodelowanych

charakterystyk sprężarki dla położenia kątowego nastawnej kierownicy wlotowej

α

KW

= –10° [4]. Widoczna jest wyraźna zgodność wyników obliczeń oraz pomiarów.

R ys . 2 .8 . C h a ra k te ry s tyk a s p rę ża rk i W C -

η

∗

e S W C

= f(n

W C

, m

S W C

)

1 2 0 0 0

1 4 0 0 0

1 6 0 0 0

0 ,5 0 0

0 ,5 5 0

0 ,6 0 0

0 ,6 5 0

0 ,7 0 0

0 ,7 5 0

0 ,8 0 0

0 ,8 5 0

0 ,9 0 0

2 ,7 0 3 ,2 0 3 ,7 0 4 ,2 0 4 ,7 0 5 ,2 0 5 ,7 0

m

S W C

[k g /s ]

η

∗

e S W C

W a rto ś c i
o b lic ze n io w e
W a rto ś c i
z p o m ia ró w

R ys . 2 .9 . C h a ra k te rys tyk a s p rę ża rk i W C - m

S W C

= f(n

W C

,

π

∗

S W C

)

1 2 0 0 0

1 4 0 0 0

1 6 0 0 0

2 ,0 0

2 ,5 0

3 ,0 0

3 ,5 0

4 ,0 0

4 ,5 0

5 ,0 0

5 ,5 0

1 ,4 0 1 ,9 0 2 ,4 0 2 ,9 0 3 ,4 0 3 ,9 0 4 ,4 0

π

∗

S W C

m

S W C

[k g /s ]

W a rto ś c i
o b lic ze n io w e
W a rto ś c i
z p o m ia ró w

Rys. 4. Charakterystyka sprężarki

η

e

* = f(n, m) [4]

Rys. 5. Charakterystyka sprężarki m = f(n,

π

*) [4]

Założenia do modelowania procesów gazodynamicznych w sprężarkach silników...

2 (161) 2005

95

Nastawne kierownice pierwszych stopni

W nowoczesnych rozwiązaniach współcześnie produkowanych turbinowych

silników okrętowych w celu zapewnienia dostatecznych zapasów statecznej pracy
sprężarki tych silników wyposaża się w nastawne kierownice wlotowe i nastawne
kierownice pierwszych stopni. Cechują się one wysokimi sprężami przekraczający-
mi często wartość 20.

Obiektami ze sprężarkami konstrukcji tego typu są m.in. silniki LM 2500

zastosowane do napędu fregat klasy Oliver Hazard Perry, wdrożone w ostatnich
latach w skład sił morskich Marynarki Wojennej RP. Schemat ideowy silnika
LM 2500 przedstawia rysunek 6.

Cechą charakterystyczną szesnastostopniowej sprężarki tego silnika jest

możliwość zmiany ustawienia kątowego kierownic wlotowych (KW) i kierownic
pierwszych sześciu stopni w zależności od obciążenia silnika. Rozwiązanie to zapo-
biega powstawaniu niestatecznej pracy sprężarki w stanach nieustalonych silnika.
W przypadku wersji lotniczej silnika możliwe jest przejście ze stanu „mały gaz” do
pełnego obciążenia w ciągu zaledwie 5 s, nie wykraczając przy tym poza pole pracy
statecznej.

Rys. 6. Schemat ideowy silnika LM 2500

Na rysunku 7. przedstawione są elementy układu zmieniającego nastawy po-

łożenia kątowego poszczególnych kierownic. Elementem wiodącym jest siłownik,

POWIETRZE

UKŁAD

DOLOTOWY

UKŁAD

WYLOTOWY

PSK

PTST

KS

TN

TWS

S

0 1 2.16 2 3 4.2 5.1 5.2 6

SPALINY

PALIWO

WYTWORNICA SPALIN

TURBINA
NAPĘDOWA

LINIA
NAPĘDOWA

ROZRUSZNIK
PNEUMATYCZNY

Zbigniew Korczewski, Paweł Wirkowski

96

Zeszyty

Naukowe

AMW

którego wewnętrzny tłok zmieniając swoje położenie, dokonuje obrotu listwy
względem jej nieruchomego końca. Do listwy za pomocą cięgien przymocowane są
pierścienie obracające się po obwodzie kadłuba sprężarki. Pierścienie i łopatki po-
szczególnych stopni łączą dźwignie, za pomocą których dokonuje się obrotu każdej
łopatki. Sygnałem sterującym siłownikiem jest ciśnienie paliwa podawanego z regu-
latora. Jest to więc sygnał bardzo szybko reagujący na zmianę nastawy dźwigni ob-
ciążenia silnika i przekazujący prawie natychmiast odpowiedź do siłowników.
Wartość tego ciśnienia jest wypadkową trzech wielkości: prędkości obrotowej wir-
nika wytwornicy spalin, temperatury powietrza na wlocie do silnika oraz sygnału
aktualnego położenia kierownic.

Rys. 7. Elementy układu zmiany położenia kątowego nastawnych kierownic sprężarki

Na rysunku 8. przedstawione są przebiegi zależności wartości kąta ustawienia

łopatek kierowniczych

α na wlocie poszczególnych stopni sprężarki od obciążenia

silnika reprezentowanego przez zredukowaną prędkość obrotową wirnika wytworni-
cy spalin. Znajdująca się na silniku dźwignia wskaźnika ustawienia listwy zmienia
swoje położenie w zakresie

λ = 39

o

÷ –3

o

przy zmianie prędkości obrotowej wirnika

wytwornicy spalin odpowiednio w zakresie 5000 ÷ 10 000 obr/min, co przekłada się
na zmianę ustawienia kąta napływu strumienia powietrza

α w łopatkach wirniko-

wych w następującym zakresie: 1 stopień 15 ÷ 65° = 50°, 2 st. 15 ÷ 57° = 42°,
3 st. 15 ÷ 50° = 35°, 4 st. 15 ÷ 43° = 28°, 5 st. 15 ÷ 36° = 21°, 6 st. 15 ÷ 29° = 14°,
7 st. 15 ÷ 22° = 7°.

PIERŚCIENIE
ZMIANY KĄTA
USTAWIENIA

DŹWIGNIA
ZMIANY KĄTA
USTAWIENIA
ŁOPATKI

LISTWA ZMIANY
KĄTA
USTAWIENIA

PIERŚCIENIE

ZMIANY KĄTA

USTAWIENIA

SIŁOWNIK

Założenia do modelowania procesów gazodynamicznych w sprężarkach silników...

2 (161) 2005

97

Rys. 8. Kątowe zmiany położenia nastawnych łopatek kierowniczych sprężarki

silnika LM 2500

Regulator paliwa wyposażony jest w tzw. zawór sterujący łopatkami kie-

rownic, który otrzymuje sygnał z tarczy o trzech stopniach swobody. Stopniom tym
przypisane są wartości sygnałów wymienionych wielkości. Sygnał wypadkowy
z tarczy przekazywany jest mechanicznie do zaworu sterującego, który kieruje sy-
gnał hydrauliczny w postaci ciśnienia paliwa na odpowiednią stronę tłoka w dwóch
siłownikach. Ruch tłoka jest mechanicznie przekazany na łopatki kierownic. Część
algorytmu sterowania odpowiedzialna za zmianę położenia łopatek nastawnych
kierownic przedstawiona jest na rysunku 9. prezentującym ogólny schemat sterowa-
nia silnikiem jako zakreślony obszar.

Charakterystyki sprężarki silnika LM 2500 zostały aproksymowane wielo-

mianami wyznaczonymi przy wykorzystaniu metody najmniejszej sumy kwadratów,
podobnie jak dla silnika DR76 z nastawną kierownicą wlotową.

Na podstawie wartości parametrów powietrza we wlocie do sprężarki, sprę-

żu, wartości natężenia przepływu strumienia masy powietrza oraz sprawności sprę-
żarki uzyskanych z charakterystyk sprężarki dla warunków normalnych określa się
rzeczywiste wartości temperatury całkowitej za sprężarką T

*

2

, ciśnienie całkowitego

powietrza za sprężarką p

2

oraz mocy pobieranej przez sprężarkę P

S

. Schemat bloku

obliczeniowego do wyznaczenia poszukiwanych parametrów wyjściowych sprężarki
przedstawia rysunek 10.

zredukowana prędkość obrotowa wirnika

wytwornicy spalin [obr/min]

ką

to

w

e u

sta

w

ie

n

ie

d

źwi

g

n

i

[

o

]

kątowe ustawienie dźwigni

λ [

o

]

k

ąt

na

ta

rc

ia

na

w

lo

ci

e

po

sz

cz

eg

ól

n

yc

h s

to

pni

s

p

ręż

ar

k

i

[

o

]

k

ąt

na

ta

rc

ia

na

w

lo

ci

e

po

sz

cz

eg

ól

n

yc

h s

to

pni

s

p

ręż

ar

k

i

[

o

]

Zbigniew Korczewski, Paweł Wirkowski

98

Zeszyty

Naukowe

AMW

Rys. 9. Schemat układu sterowania obciążeniem silnika LM 2500

Temperatura

powietrza na

wlocie do

silnika T

1

Ciśnienie

powietrza

za

sprężarką

p

2

Zadane

PLA

Zawór

sterowania

dźwignią

Zawór

paliwowy

dozujący

Prędkość

obrotowa

wytwornicy

spalin n

WS

Zawór

zwrotny

Filtr

paliwa

Zawór

stałego

ciśnienia

paliwa

Kątowe

ustawienie

dźwigni

λ

siłowniki

Sprzężenie zwrotne ustawienia dźwigni

λ

Położenie
dźwigni mocy

Bieg

pr

ędko

ść

obro

to

w

a

WS

sy

gna

ł p

2

do

obw

odu

akcel

erac

ji

n

W

Całkowicie

Całkowicie

K

ąto

w

e u

sta

w

ien

ie d

źwi

g

ni

n

W

T1max

T1min

A

k

cel

er

acj

a,

dece

le

racja

-

og

ra

ni

cz

eni

a

ciśnienie

paliwa przed

wtryskiwaczami

powrót do

pompy

+

-

uchyb n

WS

do zaworów

odcinających

paliwa

sygnał

zwrotny

n

WS

+

-

uchyb

λ

STEROWANIE POŁOŻENIEM ŁOPATEK NASTAWNYCH

całkowita

Założenia do modelowania procesów gazodynamicznych w sprężarkach silników...

2 (161) 2005

99

Rys. 10. Schemat bloku obliczeniowego parametrów sprężarki silnika LM 2500

WNIOSKI

1. Opracowanie szczegółowego modelu symulacyjnego sprężarki rozpatrywanego

silnika umożliwi badanie procesów gazodynamicznych realizowanych w jego
kanałach.

2. Uwzględnienie wpływu na te procesy zmian w funkcjonowaniu układu sterowa-

nia „geometrią” kanału pozwoli na zidentyfikowanie parametrów pracy sprężar-
ki oraz silnika w zależności od nieprawidłowego położenia nastawnych łopatek
kierownic.

3. Opracowany model symulacyjny pozwoli na wykorzystanie go do celów dia-

gnostyki eksploatacyjnej.

4. Model pozwoli na obliczanie parametrów termogazodynamicznych w warun-

kach nieustalonej pracy silnika – a więc rozruchu, akceleracji i deceleracji –
oraz wynikających stąd obciążeń i zagrożeń, bez obawy uszkodzeń silnika pod-
czas badań eksperymentalnych.

c

pśr

=f(T

*

1

,T

*

2

)

π

*

S

η

∗

S

p

*

1

k

T

*

1

η

mS

m

zr

p

*

2

=f(p

*

1

,

π

*

S

)

T

*

2

=f(T

*

1

, k,

η

∗

S

,

π

*

S

)

m

zr

= f(p

*

1

, T

*

1

)

P

S

= f(m, T

*

1

, T

*

2

, c

p

śr

,

η

mS

)

T

*

2

P

S

p

*

2

komparator

c

V

= f(T

*

2

)

c

p

= f(T

*

1

)

c

p

= f(T

*

2

)

c

p

= f(T

*

2

)

k

2

= f(c

p,

c

V

)

c

V

= f(T

*

1

)

c

p

= f(T

*

1

)

k

1

= f(c

p,

c

V

)

k

śr

=f(k

1,

k

2

)

komparator

Zbigniew Korczewski, Paweł Wirkowski

100

Zeszyty

Naukowe

AMW

BIBLIOGRAFIA

[1]

Balicki W., Szczeciński S.,

Diagnozowanie lotniczych silników turbinowych,

Wydawnictwo Biblioteka Naukowa Instytutu Lotnictwa, Warszawa 1997.

[2]

Charchalis

A.,

Diagnozowanie

okrętowych turbinowych silników spalinowych,

Wydawnictwo AMW, Gdynia 2001.

[3]

Dżygadło Z., Łyżwiński M., Otyś J., Szczeciński S., Wiatrek R.,

Napędy

Lotnicze. Zespoły wirnikowe silników turbinowych, WKiŁ, Warszawa 1982.

[4]

Korczewski Z.,

Identyfikacja procesów gazodynamicznych w zespole sprę-

żarkowym okrętowego turbinowego silnika spalinowego dla potrzeb diagno-
styki, rozprawa habilitacyjna, „Zeszyty Naukowe” AMW, 1999, nr 138 A,
Gdynia 1999.

[5]

Lewitowicz J.,

Parametryczne i nieparametryczne układy diagnostyczne we

współczesnej eksploatacji sprzętu lotniczego, IV Konferencja ITWL – WAT,
Warszawa 1979.

[6]

Lindstedt P.,

Praktyczna diagnostyka maszyn i jej teoretyczne podstawy,

Wydawnictwo Naukowe ASKON, Warszawa 2002.

[7]

Marschal D. J., Muir D. E., Saravanamuttoo H. I. H.,

Health Monitoring

of Variable Geometry Gas Turbines for the Canadian Navy, „The American
Society of Mechanical Engineers” 345 E.47 St, New York, N.Y.10017, 1988.

ABSTRACT

The paper deals with an application methods used to model gaso-dynamic processes in

marine gas-turbines. It illustrates the impact of changes in compressor flow duct geometry on its
performance. It presents the method for building a simulation model of gas-turbine compressor
with variable inlet guide vanes and with variable inlet guide vanes, and variable stator vanes of the
first stages is presented. It also presents the flow duct geometry change control system.

Recenzent prof. dr hab. inż. Stefan Szczeciński