1. Indroducere. Generalități. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 3… [616958]

1

Cuprins
1. Indroducere. Generalități. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 3
1.1. Valurile ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 4
1.2. Aspecte pri vind teoria valurilor ………………………….. ………………………….. ………………………… 5
1.3. Stadiul actual. Generalități. ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 8
2. Sisteme de producere a energiei folosind energia valurilor ………………………….. …………………… 10
2.1. Sisteme bazate pe oscilarea coloanei de apă ………………………….. ………………………….. …….. 10
2.1.1. Cu structură fixă ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 10
2.1.2. Sisteme cu elemente flotabil ………………………….. ………………………….. …………………….. 12
2.2. Sisteme cu corpul oscilant ………………………….. ………………………….. ………………………….. …. 14
2.2.1. Un corp umflat de geamandură ………………………….. ………………………….. ………………… 14
2.2.2. Doua corpuri de geamandură umflate ………………………….. ………………………….. ………. 16
2.2.3. Sisteme cu mai multe corpuri ………………………….. ………………………….. …………………… 19
2.2.4. Dispozitive înclinate ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 19
2.2.5. Sistem complet scufundat ………………………….. ………………………….. ………………………… 23
2.2.6. Sisteme cu clapă ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 24
2.3. Convertizoare cu supraîncărcare ………………………….. ………………………….. ……………………. 25
2.4. Utilaje de forță ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………. 27
2.4.1. Rectificare automată a turbinei cu aer ………………………….. ………………………….. ………. 28
2.4.2. Turbine hidraulice ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 33
2.4.3. Turbine de înaltă presiune și ulei hidraulic ………………………….. ………………………….. .. 33
2.4.4. Echipamente electrice ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 36
3. Pompe volumice folosite la sistemele de pompare ………………………….. ………………………….. ……. 37
3.1. Pompe clasice cu piston ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 37
3.2 Pompe cu pistonașe radiale ………………………….. ………………………….. ………………………….. .. 40
3.3 Pompe cu pistoane axiale ………………………….. ………………………….. ………………………….. ….. 42
3.4 Pompe speciale ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………. 44
3.4.1. Pompa hidraulică volumică cu o paletă ………………………….. ………………………….. …….. 44
3.4.2. Pompă hidraulică volumică specială cu două palate ………………………….. ………………. 46
3.4.3. Agregate de transformare a energiei hidraulice în energie electrică ……………………… 48
3.4.4. Agregat turbina Pelton -generator electric ………………………….. ………………………….. …. 49
4. Schema bloc a instalației de obținere a energiei electrice din energia valurilor ………………….. 61
4.1. Schemele instalațiilor de obținere a energiei electrice din energia valurilor ………………… 62

2
4.1.1. Schemele de instalații de obținere a energiei elect rice din energia valurilor dotate cu
mecanisme de pompare – sunt redate in fig. 4.2, 4.3, 4.4 ………………………….. ……………………… 62
4.1.2. Scheme de instalații de obținere a energiei electrice din energia valurilor dotate cu
mecanisme de transformare – sunt redate în fig. 4.5, 4.6 ………………………….. ……………………….. 64
4.1.3. Scheme de instalații dotate cu pompe speciale – sunt redate in fig. 4.7 , 4.8, 4.9, 4.10
65
4.2. Scheme de instalații dotate cu mecanisme de multiplicare ………………………….. …………….. 67
5. Schemele cinematice ale mecanismelor de acționare ale pompelor de pe instalațiile de obținere
a energiei electrice din energia valurilor ………………………….. ………………………….. ……………………….. 69
5.1. Schemele cinematice ale mecanismelor de acționare a pompelor clasice cu piston – sunt
redate in figurile 5.1 și 5.2………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 69
5.2. Schema cinematică a mecanismului de transformare ………………………….. …………………… 72
5.3. Sisteme de pompare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 78
5.3.1. Sisteme de pompare cu pompe clasice ………………………….. ………………………….. ………. 78
5.3.2. Rezistența la înaintare ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 79
5.3.3. Funcționarea sistemului de pompare M.T.H.1.0 ………………………….. ……………………… 83
5.3.4. Sisteme de pompare cu pompe cu pistoane radiale ori pompe cu pistoane axiale și
mecanisme de multiplicare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 85
6. Flotoarele sistemelor de pompare ………………………….. ………………………….. ………………………….. 87
6.1. Flotoarele sistemelor de pompare cu mecanism de pompare ………………………….. …………. 87
7. Concluzii ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 90
8. Bibliografie: ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. .. 91

3
1. Indroducere. Generalități .
La sfârșitul secolului XIX , energia electri că avea un rol secundar și nesemnificativ în
balanța energeticii mondiale ; la începutul aceluiaș i secol pe glob se produceau circa 300
miliarde kW/h de energie electrică, în secolul XXI producți a ajuns la 21000 milia rde kW/h
[13]. Regulile riguroase ale naturii ne demonstrează că se poate obține energie folositoare
doar prin conversia ei din alte forme. Analiza producerii de energie la nivel mondial, ne arată
că 80% din cantitatea totală este obținută prin aceleași metode folosite în preistorie de o ameni
pentru a se încălzi, adică prin arderea de combustibili sau prin folosirea energiei chimice ce se
poate converti în energie electrică. Bineînțeles ca metodele folosit e au fost îmbunătățite.
Cea mai mare cantitate de energie este acumulată în oceane, o suprafață mare de curenți de
apă, care se află într -o continuă mișcare. Apele Oceanului Planetar au un enorm potențial
energetic, care poate să fie pus în valoare conveti ndu-se în energie electrică. Princilalele surse
de energie ce sunt luate în considerare sunt cele ale: mareelor, cure nților, valurilor, diferența
de temperatură ale straturilor de apă.
Utilizarea energiei mărilor și a oceanelor sunt în urmă cu două deceni i față de alte surse de
energie regenarabilă. În Uniunea Europeană s -a ajuns la o înțelegere pentru un preț al energiei
electrice, valabil pentru sistemele de conversie a energiei valurilor mării cu geamanduri sau
cele stabil ite de a doua generație de conv ertori ai energiei valurilor , de 0,05€/kW [8].
În continuare, se enumereaza evenimente și s ituații importante ce au avut loc la începutul
acestui secol și care au determinat utilizarea energi ei valurilor:
1. Protocolul de la Kyoto : a pro movat idei care să ajute mai multe guverne să
implementeze programe cu privire la utilizarea energiei obținute din surse regenerabile
de energie . Dar anumit e state nu au adoptat hotărâri semnificative sau au anunțat că nu
intenționează să le implementeze.
2. Schimbări climatice: e vidențiază efectele de alterare a mediului de așa numitul efect
de seră cu impact major privind t opirea ghețarilor și de creștere a nivelului mărilor și
oceanelor .
3. Rezerve limitate de surse convenționale de energie .
Valurile mărilor reprezintă o formă de energie demnă de luat in considerare, fiind o formă
de acumulare a energiei transmise de către vânt către oceane și mări. Din calcule reiese că
pentru un val cu o înălțime de 1 metru, o lungime de 40 met ri și o perioa dă de 5 secunde are o
putere de circa 5 kW. În ciuda fenomenului de schimbare a climei, resursele de energie a
valurilor la nivel mondial ramân în cantități însemnate. Cele mai mari cantități de energie

4
rămân comasate în Coast a de Vest a Americii la latitu dinea de 40o-60o în emisferele de nord și
de sud. Puterea înmagazinată în vârful valului are valori între 30 -70 kW/m și poate depăși
valoarea maximă în Atlanticul de vest al Irlandei, în extrema de sud a Americii, având cea
mai mare cantitate în Noua Zeel andă[ 12]. Dacă s -ar utiliza doar 10% din cantitatea de energie
conținută în valuri, aceasta ar fi suficientă pentru a satisface nevoile de energie la nivel
mondial.

1.1. Valurile
Valurile se comportă foarte imprevizibil. Cu toate acestea , un val descris de un proces f izic
simplu, este caracterizat de un număr mare de influențe, generate de acțiunea forțelor naturii.
Mai jos se regăsesc câteva exemple de formare a valurilor obținut e în laborator , dar în afara
acestuia există și alți factori care intervin pot schimba semnificativ direcția și forma valurilor ,
precum adâncimile variabile ale apei, curenții inverși, obstacolele naturale.
Valurile oceanice de suprafață se propagă orizontal de-a lungul frontierei între aer și mare.
Ele sunt descrise a fiind valuri progresive orbitale. Acestea sunt orbitale deo arece atunci câ nd
valul trece prin mai multe puncte, particulele de apă de sub valuri se mișcă pe o t raiectorie
orbitală Fig 1.1[6]. Valul se deplasează de la stânga la dreapta și datorită acestei mișcări este
produsă mișcarea d e rotație a particulelor de apă într -un ciclu de rotație complet la
parcurgerea completă a unui val.
Când bate vântul, el modifică suprafața apei, producând inițial unele ondulații, care mai
târziu se transforma î n valuri. De regulă, ele sunt formate din mai multe valuri suprapuse cu
diferite frecvențe și viteze [ 9]. Valurile se comportă în mod diferit în ape cu adâncimi mari și
mici. În apele adânci, acțiunea valu rilor descrește rapid c u creșterea adâncimii ( Fig. 1.2,a). În
apele mici, acțiunea valurilor nu descrește cu mărimea adâncimii ( Fig. 1.2,b).
Fig 1.1. Traiectoria valului [ 8]

5

1.2. Aspecte privind teoria valurilor
Valurile oceanice de suprafață sunt valuri mecanice, care se propagă de -a lungul frontierei
dintre apă și aer. Când vântul bate, presiunea și forțele de frecare perturbează echilibrul
suprafeței oceanului. Aceste forțe transferă energia vântului la apă, formând valuri. În cazul
unui plan liniar în apele adânci particulele de la suprafață se mișcă pe traiectorii circulare,
creând va luri oceanice de suprafa ță ca o combinație de mișcări longitudinale și
transversale. [8] Dacă valurile se propagă în ape mici traiectoriile acestor particule sunt
comprimate în elipse ( Fig. 1.3).
Când amplitudinea valului crește, traiectoriile particulelor nu mai au forme alungite
închise; mai degrebă, după trecerea fiecărei creste, particulele sunt deplasate putin mai
înainte, comparativ cu poziția anterioară, fenomen cunoscut ca impulsul Stockes ( Fig. 1.4)
Când adâncimea în oceam crește, raza mișcării circulare descrește. La o adâncime egală cu
o jumătate din lungimea valu lui, mișcarea orbitală se reduce la 0. Viteza valului superficial se
calculează cu ajutorul relației (1.1):
𝑐=√𝑔𝜆
2𝜋+𝑡𝑎𝑛ℎ(2𝜋𝑑
𝜆)[8]
Val de apă adâncă
Val de apă mică
a)adâncimea ≥1/2 din lungimea
valului
b)adâncimea ≥1/20 din lungimea
Fig. 1.2. Valuri în ape cu adâncimi mari (a) și mici (b)[ 8]
Fig. 1.3. Schema particulelor de apă în valurile apelor adânci [ 8]
(1.1)

6
unde: c-viteza de fază , în 𝑚/𝑠
𝜆 –lungimea valului , în 𝑚
d-adâncimea valului , în 𝑚
g-accelerația gravitațională , în 𝑚/𝑠2
În apele adânci unde 𝑑≥1
2𝜆, atunci 2𝜋𝑑
𝜆≥𝜋 și tangenta hiperbolică atinge 1, c în m/s se
aproximează cu 1,25√𝜆, unde 𝜆 se măsoară în m. Această expresie demnstrează că valurile cu
diferi te lungimi lucrează la diferite viteze.
Cele mai rapide valuri în timpul urganelor sunt cele cu cea mai mare lungime. Când, după
un uragan valurile ajung la țărm, primele ajung valurile de lungime mare.
Mișcarea valurilor oceanice poate fi capturată de sisteme de energie a valurilor. Densitatea
energetică a unor valuri sinusoidal regulate a apei pentru densitatea ρ, accelerația de gravitație
g și lungimea valului h, care este egală cu două amplitudini a se determină cu relația (1.2):
𝐸=1
8𝜌𝑔ℎ2=1
2𝜌𝑔𝑎2
Viteza de propagare a acestei energii este viteza de grup. Ecuațiile care descriu apele mici
sunt un set de ecuații care descriu curgerea sub acțiunea forței superficiale orizontale în fluid.
Aceste ecuații pot fi utilizate în modelările atmosferice și oc eanice, dar sunt mai simple decât
ecuațiile primitive. Modelele ecuațiilor apelor mici au doar un nivel vertical, deci ele nu pot
compensa orice facto r care variază cu înălțimea. În general, valurile mari conțin mai multă
energie. Energia valului este dete rminată de înălțimea valului, viteza valului, lungimea valului
și densitatea apei. Mărimea valului este determinată de viteza vântului, de distanța la care
vântul excită valurile, de adâncime și de topografia locației. Mișcarea valur ilor este cea mai
înaltă la suprafață și se reduce exponențial pe măsura creșterii adâncimii, însă energia valului
este prezentă ca presiunea valurilor în apele adânci.
Energia potențială a unui set de valuri este proporțională cu înălțimea și pătratul perioadei
valului. Valuril e cu perioade mai mari au lungimi relativ mai mari și sunt mai rapizi. Energia
Fig. 1.4. Conceptul de lucru al valurilor [ 8]
(1.2)

7
potențială este egală cu energia cinetică. Energia valului se exprimă în kW/m și se calculează
cu relația (1.3):
𝑃=0,5𝐻2𝑇

unde : H -înălțimea valului, [m];
T-perioada valului, [ s].
Relația (1.4) permite calcularea energiei produse de un val. Excluzând valurile create de
uragane mari, cele mai mari valuri au înălțimea de 15 m și au perioada de 15 sec. Conform
acestei formule , astfel de valuri conțin aproximativ 1700 kW de energie potențială pe fiecare
metru de lungime a valului. Locațiile cu cel mai mare potențial energetic al valurilor vor avea
un flux de energie mai mic decât cel de mai sus, posibil circa 50 kW/m .
Teoria lin iară a valului presupune că mișcarea apei pr intr-un punct este sinusoidală.
Perioada T pentru un val care trece prin acest punct poate fi exprimată prin:
𝑇=√2𝜋𝜆
𝑔
unde λ este lungimea valului, în [m]; g-gravitația, în [kg/m2].
Energia care este conținută în val poate fi exprimată prin ecuația (1.5) :
𝑃=𝜌𝑔2𝑎2𝑇
8𝜋
unde a este amplitudinea valului.
Conform tehnologiilor existente sunt trei tipuri de colectare a energiei valurilor:
• cu ajutorul sistemelor cu geamanduri;
• sisteme conturat e fixate;
• coloane de apă oscilante.
Ecuația valului este o ecuație diferențială care descrie evoluția valului armonic în timp.
Ecuația are forme ușor diferite în funcție de modul în care valul este transmis și de mediul
prin care trece. Considerând că un val unidimensional se mișcă de -a lungul unei axe x cu
viteza v și amplitudinea a (care în general depinde de x și t), ecuația (1.6) este:
1
𝑣2𝜕2𝑎
𝜕𝑡2=𝜕2𝑎
𝜕𝑥2 .
Tridimensional ecuația va fi:
1
𝑣2𝜕2𝑎
𝜕𝑡2=Δ𝑎,
unde Δ este Laplac ian.
Soluția generală pentru ecuația valu lui într-o dimensiune a fost obținută de d’Alembert: (1.3)
(1.4)
(1.5)
(1.6)
(1.7)

8
𝑎(𝑥,𝑡)=𝐹(𝑥−𝑣𝑡)+𝐺(𝑥+𝑣𝑡)
Ecuația poate fi privită ca două pulsații care trec prin lungimea x în direcții diferite: F în
direcția +x, și G în direcția –x. Dacă vom substitui x cu direcțiile x, y, z, poate fi descrisă
propa garea tridimensională a valului [ 8].

1.3. Stadiul actual. Generalități.
Energia curenților maritimi se află la stadiul incipient de dezvoltare, de aceea sunt foarte
puține prototipuri și demon strații testate în ziua de astăzi. Primul brevet de invenție în
domeniul sistemelor de captare a energiei valurilor a fost eliberat în anul 1799 de tatăl și fiul
parizienii Girard pentru o instalație care utiliza acțiunea mecanică directă pentru acționarea
pompelor, a pilelor de tăiat lemn și a altor mașinării. În anul 1970, u n interes major către acest
tip de energie a fost depistat în Europa, în particular în Marea Britanie. În noiembrie 200 0,
prima instalație comercială di n lume a fost instalată pe o ins ulă mică din Scoția.
După zona de amplasare, sistemele de conversie a energiei valurilor, care poate fi captată,
se împart în trei categorii principale:
• Sisteme care pot fi amplasate în zona apropiată de țărm;
• Sisteme care pot fi amplasate pe țărm;
• Sisteme care pot fi amplasate pe litoral.
Zona apropiată de țărm este considerată o zonă de până la 20 de km. Operarea în zona
apropiată de țărm trebuie să ia în considerație aspectele estetice, pitorești, să fie bine definit
impactul asupra vieții marine. Constr ucțiile nu pot fi grandioase ca în cazul instalațiilor de
litoral. Instalațiile energetice de țărm, de regulă, sunt încorporate în structuri existente de
minimizare a efectelor valurilor asupra țărmului, de exemplu, în pereții de protecție. Dacă
adâncimea apei depășește 50 m, instalațiile energetice se consideră litoral.
Spre deosebire de turbinele eoliene mari, există o largă varietate de tehnologii energetice,
care rezultă din diferitele moduri în care energia poate fi absorbită de valuri, și, de asemenea ,
în funcție de adâncimea apei și locația (la țărm, aproape de țărm, în larg). Documentații
recente au identificat aproximativ o sută de proiecte la diferite etape de dezvoltare. Numărul
nu pare a fi în scădere: noi concepte și tehnologii sunt mai numeroas e decât cele care sunt
abandonate.
Mai multe metode au fost propuse pentr u a clasifica sistemele cu ajutorul cărora se obține
energia din valuri, în funcție de locație, de principiul de funcționare și de dimensiunea
acestora. Clasificarea din Fig. 2.1 se bazează în principal pe principiul de funcționare. (1.8)

9
Exemplele prezentate nu sunt destinate să formeze o listă exhaustivă și au fost aleși dintre
proiectele care au ajuns în stadiul de proto tip sau cel puțin au fost obiect al ef ortului de
dezvoltare extensivă .

10
2. Sisteme de producere a energiei folosind energia valurilor
2.1. Sisteme bazate pe oscilarea coloanei de apă
2.1.1. Cu structură fixă
Pe baza diferitelor metode de extragere a energiei, au fost propuse o largă varietate de
sisteme, dar numai câteva prototipuri la dimensiuni normale au fost construite și utilizate în
apele de coastă deschise. Cele mai multe dintre acestea sunt sau au fost amplasate pe țărm sau
în apropierea țărmului și sunt numite uneori dispozitive de pri mă generație. În general, aceste
dispozitive stau pe fundul mării sau sunt fixate pe o stâncă brută.
Dispozitivele amplasate pe linia țărmului au avantajul de instalare și întreținere mai ușoară
și nu necesită loc de acostare sau cabluri electrice subacva tice lungi. Se poate genera mai
puțină energie la țărm, dar acest lucru se compensează parțial de energia valurilor naturale
concentra tă datorită fenomenului de refracție și/sau de difracție ( dacă dispozitivul este
localizat în mod adecvat în acest scop). Tipic dispozitivelor de primă generație este oscilarea
coloanei de apă. Un alt dispozitiv cu supraîncărcare este Tapchan (dispozitiv pentru captarea
energ iei valurilor cu pistă conică), un astfel de prototip a fost construit pe coasta norvegiană,
în anul 1 985 și a funcționat timp de mulți ani . [7]
Fig. 2.1. Diferite tehnologii pentru energia valurilor [ 7]
Scufundat
Cu coloană
oscilantă de
apa
Structură fixă
Izolată: PICO, LIMPET
În diguri: Sakata, Mutriku
Plutitor : Mighty Whale, Ocean Energy , Sparboy , Oceanlinx
Cu corp oscilant
Plutitor
Translație , în esență: AquaBuoy, IPS Buoy,
FO3, Wavebob, PowerBuoy
Rotație, în esență : Pelamis, PS Frog,
SEAREV
Translație, în esență: AWS
Rotație: WaveRoller,
Oyster
Cu supraîncărcare
Structură fixă
Cu concentrație: TAPCHAN
Fară concentație: SSG
Structură plutitoare (cu concentrație): Wave Dragon

11
Acest dispozitiv este alcătuit dintr -o parte de beton imersa t sau o structură de oțel aflat sub
apă, în interiorul căruia aerul este prins în pista de deasupra suprafeței apei ( Fig. 2.2).
Mișcarea de oscilație a suprefeței interioare libere produsă de valurile incidente fac ca aerul să
curgă printr -o turbină care antrenează un generator electric. Fluxul axial al turbinei Wells,
inventat la mijlocul anilor 1970, are ava ntajul că nu necesită supape de redresare. Acesta a
fost folosit în cele mai multe prototipuri.
Prototipuri la dimensiuni mai mari au fost construite în Norvegia (în Toftestallen, lângă
Bergen, 1985), Japonia (Sakata,1990), India (Vizhin jam, lângă Trivadrum, Statul Kerala,
1990), Portugalia (Pico, Azores, 1999), Marea Britanie (LIMPET, Insula Islay, Scoția, 2000).
Cel mai mare dintre toate, instalat pe o poziție inferioară în apropierea țărmului (numit
OSPREY) a fost distrus de mare (în 1995), iar la scurt timp a fost remorcat și scufundat într –
un loc în apropierea coastei scoțiene. Toate aceste cazuri, au structura fixă ( partea inferioara
este construită pe un perete înclinat stâncos) și piesa pr incipală a echipamentului este turbina
de aer Wells ce conduce aerul într -un generator electric. Cu excepția Osprey, structura sa a
fost realizată din beton. Aria secțiuni i acestor coloane oscilante de apă se situează în intervalul
80-250m2. Capacitatea lor de putere instalată este (sau a fost) în intervalul 6 -50kW (2MW
pentru Osprey). Prototipuri mai mici de sisteme cu coloană oscilantă de apă (de asemenea
echipate cu turbine Wells) au fost construite în Islay, Marea Britanie (1991) și mai recent în
China. [10]
La începutul anilor 1980 tehnologia de obțínere a energiei valurilor a fost îmbunătățită
prin extinderea ca merei de proeminență (naturale sau artificiale), pereții din direcția valurilor
formând un port sau un colector . Acest concept a fost pus în practică în cele mai multe
prototipuri cu coloană oscilantă de apă. Compania australiană Energetech a dezvoltat o
tehnologie cu ajutorul unui colector mare în formă parabolică (la fel ca un Tapchan) , iar în
Fig. 2.2. Vedere în secțiune transversală a părții inferioare a sisteului cu coloană
oscilantă de apă [ 4]

12
acest scop a fost testat un prototip în Port Kemb la, Australia, în 2005. Principal a noutate
constă în principal în dimensiune a mare a peretelui convergent , în comparație cu dimensiunile
sistemelor cu coloană oscilantă de apă .
Proiectarea și construcția structurii (în afară de turbina cu aer ) sunt cele mai critice
probleme în tehnologia sistemelor cu oscilarea coloanei de apă , precum și cel e mai influent e
privind economia de energie produsă din valuri. În situația actuală, construcția civilă domină
costul instalației. Integrarea structurii instalațiilor într-un dig are mai multe avantaje: costurile
de construcție sunt în comun, precum și accesul pentru construirea, operarea și mentenanța
centralei pentru producerea en ergiei valurilor devin mult mai ușoare. Acest lucru a fost făcut
cu succes pentru prima d ată în portul Sakata, Japonia, în 1990 . În cazul acesta unul dintre
chesoanele ce alcătuiesc digul a avut formă special ă pentru a se potrivi sistemel or cu oscilarea
coloanei de apă, și al echipamentelor mecanic e și electric e. Opțiunea de „ dig al sistemului cu
oscilarea coloanei de apă (SOCA) “ a fost adoptată în cele doua camere ale SOCA de 0,75
MW, planificat să fie instalat în capul unui dig în gura de vărsare a râului Douro (Nordul
Portugaliei) , iar în interiorul digului recent construit în por tul de Mu triku, în nordul Spaniei,
cu 16 camere și 16 turbine Wells evaluat la 18,5 kW fiecare . O geometrie diferită pentru un
SOCA încorporat într -un dig a fost propusă de Boccotti , se apropie de o configurație
„terminator„ cvasi bi-dimensional, cu un sistem cu oscilarea coloanei de apă , care este lung în
direcția val ului de creastă dar îngust (deschidere mică) în direcția provă -pupă. Sistemul cu
oscilarea coloanei de apă – secțiune transversală este Jshaped, cu deschiderea sa exterioară
orientată în s us. Un experiment pe teren a fost efectuat în largul coast ei de est a strâmtorii
Messina, în sudul Italiei [4].

2.1.2. Sisteme cu elemente flotabil e
Primele convertoare ale sistemelor cu oscilarea coloanei de apă desfășurate în mare au fost
dispozitive le plutitoare dezvoltate în Japonia, în 1960 și 1970, sub conducerea lui Yoshio
Masuda: geamanduri de navigație pe bază de undă și marea barjă Kaimei . Masuda și-a dat
seama că energia convertită cu ajutorul Kiamei a fost destul de nesatisfăcătoare și a conceput
un alt concept pentru un siste m cu oscilarea coloanelor de apă plutitoare: Back Bent Duct
Buoy (BBDB). În BBDB, canalul sistemului cu oscilarea a coloanei de apă este îndoit invers
de la direcția undei incidente ( Fig. 2.3.) (care s -a dovedit a fi avantajos în comparați e cu
conducta orientată către partea din față). În acest fel, lungimea coloanei de apă ar putea fi
suficient de mare pentru rezonanța care trebuie atins ă, păstrând în același timp proiectul
structurii plutitoare în limite acceptabile. Convertor ul BBDB a fost studiat (inclusiv testarea

13
modelului) în mai multe țări (Japonia, China, Danemarca, Coreea, Irla nda) și a fost utilizat
pentru o putere de aproximativ o mie de geamanduri de navigație în Japonia și China . În
ultimii ani, eforturile au fost în curs de desfășurare în Irlanda pentru a dezvolta un convertor
mare BBDB pentru desfășurarea în largul oceanului . Un sfert din 12 m lungime, au fost
echipați cu o turbină Wells cu axe orizontale și a fost testat în apele maritime protejate de
Golful Galway (vestul Irland ei), sfârșitul anului 2006.
Mighty Whale, un alt convertor plutitor al sistemului cu oscilearea coloanei de apă, a fost
dezvoltat de către Centrul de tehnologie și știință marină din Japonia. După investigații
teoretice și testarea rezervor ului de valuri, un prototip a fost dimensionat, proiectat și
construit. Dispozitivul constă dintr -o structură plutitoare (lungime 50 m, lățime de 30 m ,
greutate 4400 t) care are trei camere de aer situate în patea din față, una lângă alta și tancuri
flotabile. Fiecare cameră de aer este conectată la o turbină de aer Wells, care conduce un
generator electric. Puterea nominală totală este de 110 kW. Dispozitivul a fost desfășurat în
apropiere de gura de Gokasho Bay, în Mie Prefectura, Japonia, în 1998 și testat de câ tiva ani.
Spar Buoy este probabil cel mai simplu concept pentru un convertor flotant al sistemului
cu coloana oscilantă de apă. Este un dispozitiv axisimetric (și așa mai inse nsibil la direcția
valului) constând în esență dintr -un tub sub formă de coadă (relativ lung) scufundată vertical
deschis la ambele capete, fixate pe un flotor care se mișca în esență, în sus. Lungimea tubului
determină frecvența de rezonanță a coloanei de apă interioară. Fluxul de aer deplasată prin
mișcarea relativă sistemului cu coloana oscilantă de apă la geamandură conduce o turbină cu
aer. Mai multe tipuri de geamanduri de navigație pe bază de undă s-au bazat pe acest concept,
care a u fost, de aseme nea, luat e în considerare pentru producția de energie la scară mai mare.
Sloped Buoy este un iaz de geamanduri are unele asemănări cu Spar Buoy și constă dintr -o
geamandură cu trei tuburi înclinate cu coada imersată astfel încât setul geama ndură -tub
oscil ează la un unghi intermediar între mișcarea de ridicare și creșterea valului [6].
Fig. 2.3. Reprezentarea schematică a unui BBDB [ 7]

14
Un raport pregătit pentru Departamentul Britanic de Comerț și Industrie (DTI) a comparat
trei tipuri de sisteme cu coloana oscilantă de apă plutitoare pentru generarea de ene rgie
electrică într -un mediu Atlantic: BBDB, Sloped Buoy și Spar Buoy .
Dispozitivele descrise pe scurt mai sus sunt nefixate bine la fundul mării și așa sunt în
mare parte libere să oscileze (care poate spori absorbția energiei valurilor în cazul în care
dispozitivul este corect proiectat pentru asta). Orecon, în curs de dezvoltare în Marea Britanie,
este un dispozitiv plutitor , care are tensiunea ancorată la fundu l mării. Este un convertor de
multi -rezonanță cu mai multe sisteme cu coloană oscilantă de apă pe verticală de diferite
lungimi, fiecare cameră fiind co nectată la o turbină cu aer .

2.2. Sisteme cu corpul oscilant
Dispozitivele offshore (uneori clasificate ca fiind dispozitive de a treia generație) sunt
practic corpuri oscilante, fie plutitoare sau (mult mai rar) complet scufundate. Ele exploatează
mai mult energia valurilor disponibile în regimurile în apă adâncă (de obice i, mai mult de 40
m adâncime). C onver toarele de energie a valurilor offshore sunt în general mai complexe în
comparație cu sistemele de primă generație. Acest lucru, împreună cu probleme suplimentare
legate de acostare, acces pentru întreținerea și nevoia de cabluri electrice submarine lungi , au
împiedicat dezvoltarea lor și doar recent unele sisteme au ajuns, sau se apropie de, etapa de
demonstrație pe scară largă.

2.2.1. Un corp umflat de geamandură
Cel mai simplu dispozitiv cu corp oscilant este geamandura umflată, care reacționează față
de un cadru fix de referință (pe fundul mării sau structură fixă față de nisip). În cele mai multe
cazuri, astfel de sisteme sunt concepute ca absorbanți de puncte (adică dimensiunile lor
orizontale sunt mult mai mici decât lungimea de undă).
O încercare de timpurie a fost un dispozitiv numit G -1T, constând dintr -o geamandură în
formă de pană de platformă dreptunghiulară (1,8 m – 1,2 m de la nivelul liniei de apă) a cărui
mișcare pe verticală a fost ghidată d e un oțel cu o structură fixată pe un dig. Priza de putere
utilizată a fost un timpuriu exemplu al berbecului hidraulic într -un circuit incluzând un gaz
acumulator.
Un alt exemplu timpuriu a fost geamandura norvegiană, constând dintr -un flotor sferic care
ar putea efectua ușoare oscilații relative la o bară conectată la o ancoră pe fundul mării printr –
o articulație. Geamandura poate fi controlată de un regim tranzitoriu și a fost echipată cu o

15
turbină de aer. Un model ( cu diametru de 1 m), în care turbina de aer a fost simulată printr -un
orificiu, a fost testat (inclusiv controlul automenținere) în Trondheim Fjord în 1983 ( Fig 2.4).
Un model alternativ este o geamandură conectată în partea inferioară a structurii printr -un
cablu care este ținut strâns de un arc sau ceva similar. Mișcarea relativă între valul activat de
plutirea pe suprafața mării și structura de pe fundul mării active ază un sistem PTO. În
dispozitivul care a fost testat în Danemarca în 1990, priza de putere (găzduit ă într-o structură
fixă de jos) a constat în tr-o pompă cu piston alimentată cu apă de înaltă presiune la o turbină
hidraulică.
O versiune a conceptului geam andură încordată -acostată este în curs de dezvoltare la
Universitatea Uppsala, Suedia și utilizează un generator electric liniar (mai degrabă decât o
pompă cu piston), amplasat pe fundul oceanului . O linie din partea de sus a generatorului este
conectată la o geamandură situată la suprafața oceanului, în calitate de decolare de putere.
Arcurile atașate la traducătorul energiei din magazia generatorului în jumatate de ciclu de val
și în același timp să acționeze ca o forță de revenire în jgheaburile de und ă (Fig. 2.5).
Un alt sistem cu o geamandură umflată de conducere a unui generator electric liniar a fost
recent dezvoltat la Oregon State University, Statele Unite ale Americii. Acesta constă într -o
formă de farfurie adâncă legată de geamandură prin intermediul unei tije ( Fig. 2.6). Tija este
întinsă sau trasă la fundul mării printr -un cablu. Geamandura este liberă să ridice în raport cu
tija, dar este constrânsă în toate alte grade de libertate printr -un sistem care este liniar. Forțele
impuse de lonjeronul de viteza relativă a celor două organisme e ste transformată în energie
electrică de un generator magnetic permanent liniar. Tija este proiectată să asigure o
flotabilitate suficientă pentru a rezista la forța generatorului în direcție inferioară.
Fig 2.4. Geamandura umflată norvegiană, în Trondheim Fjord în 1983 [7]

16

2.2.2. Doua corpuri de geamandură umflate
Conceptul unui singur corp plutitor reacționează împotriva adâncului mării , poate ridica
dificultăți din cauza distanței dintre suprafața liberă și în partea de jos și / sau la oscilațiile
nivelul mării din cauza mareelor. Pot fi utilizate în schimb sisteme le multi -corp, în care
energia este convertită de mișcarea relativă între două corpuri o scilante diferit. Hidrodinamica
Fig. 2.5. Sistem suedez cu generator electric liniar [7]
Fig. 2.6. L-10 convertor de energie a valurilor cu generator electric liniar,
dezvoltat la Universitatea de Stat din Oregon [6]

17
de sisteme cu două -corpuri au fost teoretic analizate în detali u de către Falnes. Energia
valurilor cu multi -corp convertoare ridică probleme speciale de control .
Conceptul bipartit Punctul Absorber este un ex emplu timpuriu de un sistem de opintire cu
două puncte. Se comp une din două flotoare, una la exterior (cu o frecvență de rezonanță foarte
scăzută) fiind o s tructură ce acționează ca referință și un element inter ior care acționează ca
rezonanță absorbant ă. Acest dispozitiv încorporează un conc ept care ulterior a fost adoptată în
Wavebob: masa corpului interior este mai mare (fără a afecta semnif icativ difracția și radiația
de amortizare a forțe i) prin ea se conectează rigid la un corp complet scufundat situa te
suficient de departe .
Una dintre cele mai interesante sisteme cu două corpuri de balize umflate pentru conversia
energiei valurilor este geamandura IPS, inventată de Sven A. Noren și inițial a fost dezvoltată
în Suedia de compania Service Interproject (IPS). Aceasta constă într -o geamandură rigidă
conectată la un sistem complet de tub vertical scufundat (așa numitul tub de accelerație )
deschis la amb ele capete ( Fig. 2.7). Tubul conține un piston a cărui mișcare î n raport cu
sistemul de tub flotant (mișcare generată de unda de acțiune pe flotor și de inerția apei
cuprins e în tub) conduce un mecanism de priză de putere (PTO). Același inventator a introdus
mai târziu, o îmbunătățire care contribuie în mod semnificativ la rezolva rea problemei
opritorului final : partea centrală a tubului, de-a lungul căreia slide -urile cu piston, clopote le
sunt afară la ambele capete pentru a limita cursa pistonului. Un prototip la jumăt ate din scara
de la geamandura IPS a fost testat în Suedi a, la începutul anilor 1980 . Aqua Buoy este un
convertor de energie a valurilor , dezvoltat în anii 2000, care combină con ceptul geamand ură
IPS cu o pereche de pompe cu furtun pentru a produce un flux de apă la presiune ridicată care
conduce la o turbină Pelton . Un prototi p al AquaBuoy a fost desfășurat și testat în 2007, în
Fig. 2.7. Reprezentarea schematică a balizei IPS [ 7]

18
Oceanul Pacific, în largul coastei Oregon. O varian tă a conceptului inițial geamandura IPS,
din cauza Stephen Salter, este taluzul acestui iaz IPS geamandura: frecvența naturală a
convertorului poate fi redus, și în acest fel lățimea de captare mărită, în cazul în care setul
geamandură -tub este făcut să os cileze într -un unghi intermediar între mișcarea de ridicare și
direcțiile de supratensiuni. IPS taluzul acestui iaz g eamandura a fost studiat ă de atunci, de la
mijlocul anilor 1990, la Universitatea din Edinburgh, prin testarea modelului ș i modelare
numeri că.
Wavebob, în curs de dezvoltare în Irlanda, este un alt dispozitiv cu doua corpuri umflate.
Se compune din două axe asimetrice, ale căror mișcări axiale relative sunt convertite în
energie electrică printr -un sistem de ulei de înaltă presiune (Fig. 2.8). Interiorul geamandurii
(corp ul 2 din Fig. 2.8) este conectat la un corp rigid coaxial submers ibil, a cărui funcție este
de a crește inerția (fără reducerea forței excitație și radiație hidrodinamică ) și permit reglarea
de undă la frecvența medie. O gamă largă (scara 1/4 ) de modele au fost testat e în apele
protejate ale Golful Galway (Irlanda).
Compania americană Ocean Technologies a dezvoltat un alt asimetric două corpuri umflate
pentru conversia enrgiei valurior, numit PowerBu oy. Un flotor în formă de disc reacționează
împotriva unui corp cilindric scufundat, terminat la capătul său inferior printr -o placă mare,
amortizor orizontal a cărui funcție este de a crește inerția prin masa adăugată apei din jur.
Mișcarea relativă într e două corpuri este transformată în energie electrică prin intermediul
unei PTO hidraulic e. Un prototip de 40 kW, fără conectarea la rețea a fost di slocat în largul
coastei Santon a, în nordul Spaniei, în luna septembrie 2008 ( Fig. 2.9.). Acest lucru este
planificat să fie urmată de o fermă de 9 geamanduri evaluat la 150 kW fiecare, prima versiune
care a fost desfășurată în Scoția, în 2009.

Fig. 2.8. Wavebob [ 7]

19
2.2.3. Sisteme cu mai multe corpuri
În unele cazuri, dispozitivul constă într -un set mare de amortizoare cu puncte de flotare
care reacționează împo triva unui cadru comun și care împărtășește o priză de putere comună.
Acesta este cazul lui FO3 (cel mai adesea un proiect norvegian), un sistem nearshore sau
offshore format dintr -o serie de 21 de axe (sau "ouă") care oscilează în mod ascendent în
raport cu o structură plutitoare mare de plan pătrat cu o frecvență de rezonanță foarte mică și o
caroserie hidraulică. Steaua Wave, dezvoltată în Danemarca, constă din două rețele rectilinii
de flotoare amplasate pe ambele părți ale unei structuri de oțel cu un fund lung, care este
aliniată la direcția dominantă a undelor și găzduiește un PTO hidraulic constând circuit
hidraulic cu ulei de înaltă presiune echipat cu motoare hidraulice. Valurile fac ca
geamandurile să se învârtă în jurul cadrului lor comun de referință și a uleiului pompei în
circuitul hidraulic. Un model de 5 kilometri pe o scară de 10 m, cu lungime de 24 m, cu 10
geamanduri pe fiecare parte, a fost desfășurat în 2006 în Nissum Bredning, Danemarca, și
testat cu conectare la rețea de câțiva ani . Dispozitivul hiperbaric brazilian se bazează pe un
concept similar, principalele diferențe fiind că cadrul de referință despre care sunt făcute
balizele pentru a leaga este o digeră verticală și că apa este pompată pentru a alimenta o
turbină Pelton. Un model de 1/10 din dispozitivul hiperbaric a fost testat într -un rezervor cu
undă mare [3].

2.2.4. Dispozitive înclinate
Dispozitivele cu corpul oscilant pentru conversi a energiei valurilor descris pe scurt mai sus
sunt sisteme nominal e de ridicare, adică conversia energiei este asociată cu o m ișcare de
translație relativă. Ar trebui notat că, în unele dintre ele s istemul de amarare permite alte
Fig. 2.9. PowerBuoy, dezvoltat în Spania [ 11]

20
moduri de oscilație și anume la supratensiuni și tangaj . Există alte sisteme de corpuri oscilante
în care conversia energiei se bazează pe rotația relativă. Acest lucru este remarcabil cazul
Duck (creat de Stephen Salter, de la Universitatea din Edinburgh), probabil cel mai cunos cut
dispozitiv din larg printre cele care au apărut în anii 1970 și începutul anilor 1980 și din care
mai multe versiuni au fost dez voltate în anii următori. Prima versiune constă dintr -un șir de
Ducks montate pe o coloană vertebrală lungă aliniată cu dire cția valului, cu o priză de fortă
hidraulică. Salter mai târziu a propus un sistem format dintr -un singur Duck, în care cadrul de
referinț ă față de care va reacționa „rața când dă din cap ” este asigurată de un giroscop ( Fig.
2.10). Deși conceptul Duck a fost obiect al eforturilor de cercetare și dezvoltare extinse pe
mai mulți ani, inclusiv test area modelului la mai multe scări , nu a ajuns la stadiul de prototip
la scară completă în mărimile reale.
Printre varietatea largă de dispozitive propu se în anii 1970 și 1980, care nu au reușit să
ajungă în etapa de testare, ar trebui să se facă referire la Raft inventat de Sir Christopher
Cockerell (care a fost, de asemenea, inventatorul Hovercraft). Aceasta a fost de fapt o serie de
plute sau pontoane legate prin balamale, care a urmat conturul de undă, cu un sistem PTO
(eventu al hidraulic ) situ ate la fiecare balama. Cockerell Raft poate fi considerată ca
predecesorul unui dispozitiv cu mai mult succes, Pelamis, și, de asemenea pompei Wave
McCabe.
Pelamis, s -a dezvoltat în Marea Britanie, este un șarpe cu o structură moale acostată,
compusă din p atru secțiuni cilindrice lega te prin articulații cu balamale și aliniată cu direcția
de undă. Valul induce mișcarea acestor articulații ce rezistă cu ajutorul unor cilindri
hidraulici, la care pompa de ulei de înaltă presiune prin motoare le hidraulice de c onducere trei
generatoare electrice. Acumulatori de gaz furnizează energie de depozitare. Ca alte
dispozitive care au atins dimensiunea maximă, Pelamis a fost obiect al unui program de
Fig. 2.10. Duck, în 1979 echipat cu un giroscop [ 12]

21

Fig. 2.11. Trei unități Pelamis de 750kW, într -o mare liniștită din nordul Portugaliei, în 2008
[7] dezvoltare detaliat pe parcursul a mai mulți ani, care au inclus modela rea teoretică / numerică
și modelul fizic testare la mai multe scări . Studiile pentru un prototip mare de dimensiuni (3,5
m diametru, 750 kW putere nomială, lung de 120 m) au avut loc în 2004 în Scoția. Un set de
trei dispozitive Pelamis a fost desfășurată în afara coastei de nord portugheze în a doua
jumătate a anului 2008 ( Fig. 2.11), ceea ce face ca o fermă marină de convertoare sa fie
conectată la o retea la nivel mondial.

Pompa Wave McCabe are similitudini conceptuale cu Cockerell Raft și Pelamis: este
alcătuită din trei pon toane dreptunghiulare din oțel unite prin balamale care împreună cu
mișcarea pontonului central este amortizată printr -o placă orizontală imersată ( Fig. 2.12).
Două seturi de cilindri hidraulici și o priză de forță hidraulică realizează conversia mișcării
relative de rotație ale pontonului în energie utilă. A 40 m long acest prototip a fost desfă șurat
în 1996 în largul coastei Kilbaha, County Clare, Irlanda.
Fig. 2.12. Vedere din lateral și în plan a pompei Wave McCabe [ 12]

22
Sistemele cu două corpuri au fost concepute astfel încât doar un singur corp se află în
contact cu apa, iar celălalt corp este situat deasupra apei sau este complet închis în interiorul
celei umede. Modelarea teoretică și controlul acestor dispozitive (în special cele de înălțare și
inclusiv și sistemele cu trei corpuri) a fost analizat de Korde.
Un dispozitiv tipic bazat pe conceptul de protejare integrală, au fost dezvoltate mai multe
disopz itive off shore la Universita tea Lancester, Marea Britanie, d intre care s -a evidențiat
doar PS FrogMk5. Este alcătuită dintr -o paletă puternică, cu un mâner integral balastat, agățat
în partea inferioară ( Fig. 2.14). Valurile acționează pe lama paletei iar balastul de dedesubt
oferă reacția necesară. Când este înclinată, puterea este extrasă prin rezistența parțială la
alunecare a unei mase de forță care se deplasează în ghidaje deasupra nivelului mării.
Convertorul de energie Searev, dezvoltat la Ecole Centrale De Nantes, Franța, este un
dispozitiv plutitor care înconjoară un vehicul greu cu o axă orizontală care servește drept
referință gravitațională internă ( Fig 2.13). Centrul de greutate al roții fiind în afara centrului,
această componentă se comportă mecanic ca un pendul. Mișcarea acestei roți pendulante în
raport cu colacul , acționează priza de foraj hid raulic care, la rândul său, pune în mișcare un
generator electric. Avantajele majore ale acestui aranjament sunt că:
1) toate piesele mobile (componentele mecanice, hidraulice, electrice) sunt adăpostite de
acțiunea mării cu ajutorul unei carapace complet închise;
2) alegerea unei roți care funcționează ca un pendul nu implică nici opriri finale sau un
sistem de securitate care să limiteze cursa.
Compania spaniolă Oceantec a dezvoltat un alt convertor de energie plutitor offshore, care
extrage energia practic din mișcarea de înclinare. Are forma unui cilindru orizontal alungit cu
capete elipsoidale a căror axa majoră este aliniată cu direc ția undei incidente. Procesul de
conversie a energiei se bazează pe mișcarea inerțială relativă pe care o produc undele într -un
Fig 2.13. Reprezentarea schematică a Searev [ 7]

23
sistem giroscopic. Această mișcare este folosită pentru a alimenta un generator electric printr –
o serie de etape de transformare . Un prototip de scara 1/4 (lungime 11,25 m) a fost desfășurat
în largul coastei Guipu'zcoa (nordul Spaniei) în septembrie 2008 și a fost testat timp de mai
multe luni.
2.2.5. Sistem complet scufundat
Arhimede Wave Swing (AWS), un dispozitiv ușor , complet scufundat, a fost practic
dezvoltat în Olanda, și constă dintr -un oscilator în partea superioară (flotor) și o parte
inferioară fixă (Fig. 2.15). Flotorul este împins în jos sub un val și se mișcă în sus sub
acțiunea unui jgheab. Această mișcare este susținută cu un generator electric linia r, cu
presiunea din interior, aerul interior acționează ca un arc. Dispozitivul A WS a fost studiat
timp de mai mulți ani printr -un program de modelare teoretică și fizică. P rototip ul a fost
construit, eval uat la 2 MW ( putere instantanee maximă ). După încercări nereușite în 2001 și
2002 să -l scu funde în poziția în care se află în largul coastei de nord a Portugaliei, a fo st în
cele din urmă desfășurată și testată în a doua jumătate a anul ui 20 04. AWS a fost primul
convertor cu ajutorul unui generator electric liniar.

Fig. 2.15. Reprezentare schematică a Arhimede
Wave Swing (AWS) [ 7]
Fig. 2.14. Vedere din lateral și frontală a PS Frog Mk5 [ 13]

24
2.2.6. Sisteme cu clapă
Au fost propuse dispozitive cu un singur corp oscilant care funcționează în funcție de
modul de așezare, pe baza conceptului de pat maritim cu ajutorul pendulului inversat articulat.
Buzduganul , inventat de Stephen Salter , constă într -o tijă groasă , simetrică pe axa verticală,
care se poate lega de o articulație unive rsală la fundul mării ( Fig. 2.16). Reacția de extragere a
puterii la patul maritim se face printr -un set de cabluri răsucite de mai multe ori în jurul unui
tambur, care se duce atât în față, cât și în spate, în direcția predominantă a undei. Rotirea
reciprocă activată de val a tamburului este transformată în energie utilă printr -un sistem
hidraulic.
Două dispozitive sunt în curs de dezvoltare, care au același concept de bază : o clapă
plutitoare articulată la patul de mare, ale cărei oscilații de așezare activează un set de berbeci
hidraulice cu acțiune dublă, situate pe patul de mare, care pompează fluidul de înaltă presiune.
Fluxul de fluid este transformat în energie electr ică printr -un circuit hidraulic convențional.
Aceste dispozitive sunt destinate amplasării în apropierea țărmului în apă cu o adâncime
relativ mică (10 -15 m). În afară de mărime (Oyster este mai mare) și design detaliat, există
unele diferențe conceptual e între ele. Oyster (în curs de dezvoltare în Marea Britanie) are o
clapă de perforare de suprafață care se întinde pe toată adâncimea apei și fluidul este apa de
mare alimentând o turbină Pelton localizată pe uscat , în timp ce WaveRoller (un dispozitiv
finisat) este complet scufundat în fluidul de lucru . Mai multe clapete oscilante pot hrăni un
singur generator de pe uscat, atașat la o singură conductă de distribuție. Un prototip d e
WaveRoller de 4,5 m, a fost desfășurat și testat î n 2008, aproape de coas ta portugheză de la
Peniche. Un prototip mare Oyster a fos t construit în Scoția ( Fig. 2.17) și a fost testat în mare
în 2009.
Fig. 2.16. Buzduganul în trei poziții unghiulare
[Error! Reference source not found. ]

25

2.3. Convertizoare cu supraîncărcare
O altă metodă de conversie a energiei valurilor este de a capta apa , care este aproape de
creasta valurilor și de a o introduce, prin deversa re într-un rezervor , unde acestea sunt
depozitate la un nivel mai mare decât nivelul mediu al suprafeței libere a mării înconjurătoare.
Energia potențială a apei stocate este convertită în energie utilă prin turbine hidraulice
convenționale cu capul mai mult sau mai puțin înnecat . Hidrodinamica dispozitivelor de
supraînălțare este puternic neliniară și, spre deosebire de cazurile de oscilant al corpului și de
convertoare de energie a undelor SOCA , nu poate fi abordată de teoria liniară a undelor de
apă.
Aparatul Tapc han (dispozitiv de alimentare cu valuri a căror canale sunt în formă conică),
un dispozitiv dezvoltat în Norvegia în anii 1980, s -a bazat pe acest principiu. Un prototip
(putere nominală de 350 kW) a fost construit în 1985 la Toftestallen, Norvegia, și a funcționat
timp de mai mulți ani. Tapchan cuprinde un colector, un convertor, un rezervor de apă și o
Fig. 2.17. Prototipul Oyster [ 7]
Fig. 2.18. Vedere în plan schematic a lui TAPCHAN [7]

26
turbină cu apă (Fig. 2.18). Colectorul în formă de corn servește în scopul concentrării undelor
la intrare înainte de a pătrunde în convertor. În prototipul construit în Norvegia, colectorul a
fost sculptat într -o stâncă și avea la intrare aproximativ 60 de metri. Convertorul este u n canal
treptat de îngustare, cu înălțimi de perete egale cu nivelul de umplere al rezervorului
(aproximativ 3 m prototipul norvegian).
Valurile intră prin capătul larg al canalului și pe măsură ce se propagă în jos pe canalul de
îngustare, înălțimea valur ilor este amplificată până când creasta valurilor se varsă peste pereți
și umple rezervorul de apă. Ca rezultat, energia valurilor se transformă treptat în energie
potențială în rezervor. Funcția principală a rezervorului este asigurarea unei alimentări st abile
cu apă a turbinei. Trebuie să fie suficient de mare pentru a netezi fluctuațiile fluxului de
supraîncărcare a apei de la convertizor (suprafața de aproximativ 8500 m2 în prototipul
norvegian). O turbină axială de tip Kaplan este alimentată în acest m od, principala sa
specificitate fiind utilizarea materialului rezistent la coroziune [4].
În alte convertoare de su praînălțare, undele incidente acoperă un zid sau o rampă înclinată
și umple un rezervor, unde apa este depozitată la un nivel mai mare decât marea înconjurată.
Acesta este cazul lui Wave Dragon, un convertor offshore dezvoltat în Danemarca, a cărui
structură plutitoare slab formată constă din două refle ctoare de undă care focalizează undele
de intrare către o rampă dublă curbată, un rezervor și un set de turbine hidraulice cu capul jos
(Fig. 2.19). La Nissum Bredning, Danemarca, a fost conectat un sistem de legare la rețea de
57 m, 237 t (inclusiv balast) al Wave Dragon (scară 1/ 4,5 dintr -o fabrică din Marea Nordului),
care a fost testat pentru mai mulți ani. Un alt dispozitiv de rulare bazat pe conc eptul de zid de
alunecare este Generatorul de Conuri Slot -Cone (SSG) dezvoltat (în cadrul unui proiect
european) pentru integrarea într -un dig de canal. Principiul se bazează pe supraîncărcarea
valurilor, folosind un total de trei rezervoare plasate una pe ste alta. Apa intră în rezervoare
prin deschideri orizontale lungi pe peretele înclinat al digului, la niveluri corespunzătoare
celor trei rezervoare, și este trecut printr -o turbină hidraulică în mai multe trepte pentru
producția de energie electrică.

27

2.4. Utilaje de forță
În cazurile luate în cons iderare , produsul final este că energia electrică să fie furnizat ă într –
o rețea energetică. Această energie trebuie sa fie generată într -o mașină electrică , fie un
genera tor rotativ mai mult sau mai puț in conventional ( precum apl icări hidro ș i eoliene mici )
sau un generator linear DirectDrive. Î n primul caz, trebuie să existe o interfață mecanică care
transformă mișcarea alternativă (a corpului o scilant sau corp -pereche sau a sistemului de
conversie a energiei valurilor) într -o mișcare continuă pe o singură direcț ie (liniară ). Cele mai
frecve nt utilizate sau propuse interfețe mecanice sunt t urbina cu aer și turbine le hidraulice ( de
presiune înalt ă pe combustibil ) . Utilajele de forță sunt probabi l cele mai importante elemente
în tehnologia de dezvoltare a energiei valurilor și stă la baza multora ( eventual, cele mai
multe) din eș ecuri le făcute până î n prezent.
Tubinele pe aer au fost prezente î n multe din primele convertoare de energie a valurilor
(mici ș i mari) și sunt încă favorizate de cele mai multe echipe de dezvoltare. Turbinele
conventionale nu sunt adecvate pentru fluxuri, așa că noi turbine au trebuit să fie concepute ș i
dezvoltate. Turbin ele cu auto -rectificare pe aer au fost probabil obiectul a celor mai multe
lucră ri pub licate ma i mult decât ori ce alt utilaj convertor al energiei valurilor.
Mai mult sau mai puț in sunt utilizate turbinele hidraulice convenționale cu cap redus în
dispoziti vele cu supraîncărcare, în timp ce turbinele cu cap înalt ( î n gen eral Pelton ) sunt o
alternativă la motoarele hidraulice cu corp oscilant.
Circuite de înaltă presiune pe combustibil, cu berbeci, acumulatori de gaz ș i motoar e
hidraulice, au fost folosite în mai multe prototipuri de convertor al energiei valurilor cu corp
oscilant, inclusiv Pelamis. Aces t lucru poate fi considerat o utilizare neconvențională a
echipamentelor convenționale. Deș i generetoarele electric e liniare au fost propuse la sfârș itul
anilor 1970 pentru dispozitive le de recolt are a energiei valurilor, cu mișcare de translatie, și
Fig. 2.19. Vedere în plan a lui Wave Dragon [ 7]

28
într-adevăr au fost utilizate î n mai multe dispozitive test ate pe mare ( anume AWS ), ele înca
sunt î n etapa de prototip.
Capacitatea de stocare a energiei e ste o caracteristică extrem de dorit ă într-un con vertor de
energie a valurilor, ș i poate fi furnizat ă într -o varietate de moduri, aș a cum este cazul efectului
volant în turbinele cu aer, rezervoare de apă în dispozitive run -up și acumulatori de gaz î n
circui te hidraulice (apă sau combustibil) de presiune înaltă . Utilizarea condensatoarelo r
electrice de dimensiuni mari î n tehnlogia g eneratoarelor liniare este avută î n vedere.
Este de remarcat faptul că, î n cartea sa inovatoare a domeniului de conversie a energ iei
valurilor din ocean publicată în 1981 , McCormick a detalia t considerabil tubinele cu aer și
apă ș i generatoarele liniare elec trice, dar nu a considerat uleiul hidrau lic [10].

2.4.1. Rectificare automată a turbinei cu aer
Turbina cu aer din SOCA este supusă unor condiții mult mai exigente decât turbinele din
orice altă aplicație, inclusiv turbinele eoliene. Într -adevăr, fluxul prin turbină este reciproc (cu
excepția cazului în care este prevăzut un sistem de rectificare, care până acum a fost găs it
nepractic) este aleator și vari abil în mai multe timpuri, variî nd de la câteva secunde până la
variații sezoniere. Nu este surprinzător faptul că eficiența medie pe timp a unei turbine cu aer
într-un SOCA este substanțial mai mică decât cea a unei turbi ne (apă, abur, gaz, vânt) care
funcționează în condiții aproape stabile. Au fost propuse mai multe tipuri de turbine cu aer,
iar în unele cazuri folosite, în conversia energiei valurilor.
Turbina Wells a fost inventată la mijlocul anilor 1970 de Dr. Allan Wells (1924 -2005) (la
acel moment profesor la Universita tea Queen din Belfast) . Este vorba despre o turbină cu
debit axial care se auto -rectifică, adică cuplul său nu este sensibil la direcția fluxului de aer.
Mai multe versiuni au fost studiate de atunci:
1. un singur rotor fără (versiunea inițială) sau cu palete de ghida re (utilizate în Pico, Fig.
2.20);
2. Rotoare twin în seri e (bi-plan, utilizate în Islay );
3. Două rotoare contra -rotative (utilizate în OSPREY și în LIMPET -Islay II).
Toate aceste versiuni au făcut obiectul unor cercetări și dezvoltări teoretice și / sau
experimentale considerabile, în special în Europa (Marea Britanie, Portugalia, Irlanda),
Japonia, India și China. Acest lucru a dat naștere unui număr substanțial de lucrări publicate .
Turbina Wells este în mod clar cea mai frecventă propusă și/ sau folosită turbină cu aer
pentru echiparea sistemelor. Caracteristicile sale favorabile sunt :

29

1. raportul dintre viteza mare a lamei și debitul de aer, ceea ce înseamnă că poate fi
atinsă o viteză de rotație relativ mare pentru o viteză scăzută a aerului care curge prin
turbină (ceea c e permite utilizarea unui generator mai ieftin și, de asemenea,
îmbunătățește posibilitatea stocării energiei prin efectul volantului);
2. o eficiență de vârf destul de bună (0,7 -0,8 pentru o turbină la dimensiuni normale)
3. relativ ieftin de construit.
Punct ele slabe ale turbinei Wells sunt:
1. cuplul scăzut sau chiar negativ la debitele relativ mici;
2. scăde rea (probabil scăderea bruscă) puterii datorată pierderilor aerodinamice la debite
care depășesc valoarea critică fără stingere;
3. zgomotul aerodinamic;
4. un diametru relativ mare pentru puter ea sa (2,3 m pentru turbina cu un singur rotor de
400 kW a instalației Pico a SOCA , 2,6 m pentru turbina de 500 kW contra -rotativă a
instalației LIMPET Islay II, 3,5 m pentru instalația Osprey) [10].
Fig. 2.21 reprezintă (în formă fără dimensiuni și din rezultatele testării modelului)
randamentul instantaneu al unei turbine tipice Wells (rotorul unic ș i paletele de ghidare) față
de capul de presiune disponibil.
𝜓=Δ𝑝
𝜌𝑎𝑁2𝐷2
Fig. 2.20. Turbina Wells [ 7]
(2.1)

30
Aici Δp este diferența de presiune disponibilă pentru turbină (care coincide cu diferența de
presiune dintre camera de aer a instalației și atmosferă), ρaeste densitatea aerului, N viteza de
rotație (radiani pe unitate de timp) și D diametrul exterior al rotorulu i turbinei . Fig. 2.21 arată
că eficiența rămâne la aproximativ 0,7 pentru presiuni instantanee în intervalul 0,05 -0,11, dar
scade brusc pe ambele părți ale acestui interval. Desigur, în fluxul de aer reciproc prod us de
undele neregulate rea le, presiunea oscilează , trecând prin zero de la valori pozitive la valori
negative și invers. În acest caz, este mai util să se caracterizeze eficiența pr in valoarea medie a
timpului 𝜂̅ și prin presiunea cu val oarea rms (sau var ianța) 𝜎𝜓. Acest lucru este arătat de o altă
linie din Fig. 2.21, care ar trebui considerat ă reprezentativ ă pentru performanța turbinei
(medii) în valuri aleatorii reale. Se vede că eficiența medie atinge un maxim de aproximativ
0,58 pentru 𝜎𝜓≅0,05. Evi dent, ar fi de dorit să se păstreze 𝜎𝜓 aproape de 0,05. Este reamintit
faptul că 𝜓, și deci 𝜎𝜓, sunt v alori fără dimensiuni , rezultă că în mările cu valuri mai mari și
amplitudini mai ma ri ale oscilațiilor de presiune , turbina trebuie controlată să se rotească mai
repede. Un control optim este 𝐿𝑒=𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡𝑎𝑛𝑡 ×𝑁𝛼, unde 𝐿𝑒 este cuplul electromagnetic
instantaneu care trebuie aplicat pe rotorul generatorului și α este un exponent a cărui valoare
este apropiată de 2 și depinde slab de coefi cienți i hidrodinamici a SOCA .
Dacă unghiul de reglare al lamelor rotorului ale unei turbine Wells poate fi controlat în
timpul funcționării normale, atunci curba de eficiență devine substanțial mai mare. Această
idee a fost pusă în practică cu mult timp în urmă în bine -cunoscutele turbine de apă Kaplan și,
de as emenea, în avioane și nave cu vâ rf cu șurub variabil. Conceptul turbinei Wells cu treaptă
variabilă a fost propus în anii 1980 și a fost obiectul studiilor teor etice și experimentale . Un
prototip de dimensiuni mari de 400 kW a fost proiectat și construit pentru a fi insta lat în
SOCA -urile din Azore . Dacă unghiul de înclinare a lamei rotorului este controlat în mod
adecvat, se poate obține o îmbunătățire substanțială a eficienței turbinei cu timp de ac ționare.
Fig. 2.21. Eficiența aerodinamică a curbelor turbinei Weels [7]

31
Desigur, partea negativă este o mașină mai complexă și mai scumpă în comparație cu turbina
convențională Wells clasică și robustă mecanic [12]
Cea mai popu lară alternativă a turbinei Wells pare a fi turbina cu impuls de auto –
rectificare, patentată de I.A. Babinsten în 1975 . Rotorul său este în esență identic cu rotorul
unei turbine de abur convenționale cu o singură tr eaptă de tip impuls axial (turbina de ab ur
clasică de la Laval brevetată în 1889). Deoarece turb ina trebuie să se auto -rectifice , în loc de
un singur rând de palete de ghidare (ca în turbina de Laval convențională) există două rânduri,
plasate simetric pe ambele părți ale rotorului ( Fig. 2.22). Aceste două rânduri de palete de
ghidare sunt ca o imagine în oglindă una față de cealaltă , față pe un plan prin discul rotorului.
O limitare severă a eficienței turbinei rezultă din blocar ea aerodinamică la rândul din aval al
paletelor de ghidare. Cea mai mare parte a cercetării și dezvoltării pe acest tip de turbină a
fost făcută în Japonia (și într -o măsură mai mică în India, China, Marea Britanie și Irlanda) în
ultimii douăzeci de ani.

Avantajele și dezavantajele turbinei cu impulsuri cu auto -rectificare în comparație cu
turbina Wells nu sunt clare și bineînțeles depind de versiunile fiecăreia dintre ele fiind
comparate. T rebuie subliniat faptul că eficiența turbinei Wells este destul de sensibilă la
număru l Reynolds (mai mult decât în cazul tipurilor de turbine convenționale, cum ar fi
turbina cu impulsuri): testele efectuate pe modelele turbinelor Wells nu ar trebui consi derate
reprezentative pentru ceea ce se poate obține la dimensiune completă. Din acest motiv,
comparațiile dintre turbina Wells și turbina de impuls, bazate pe teste pe modele mici, ar
trebui luate în considerare cu o anumită rezervă. În general, se poate spune că turbina Wells se
caracterizează printr -o viteză de rotație considerabil mai mare decât cea a turbinei de impuls,
Fig. 2.22. Turbina cu impuls [ 10]

32
ceea ce sporește stocarea energiei prin efectul volantului (cu efectul de netezire care rezultă
din puterea furnizată rețelei) și este de așteptat să permită un generator electric mai ieftin
(număr mai mic de poli). Turbina cu impuls, datorită vitezei sale mai mici de lamă, este mai
puțin limitată de efectele numărului Mach și de solicitările centrifuge care pot constitui un
avantaj impo rtant în climatul cu valuri foarte energice .
Așa-numita turbină Denniss -Auld, dezvoltată în Australia pentru echiparea instalațiilor
SOCA , este, de asemenea, o turbină cu auto -rectificare, care împărtășește câteva caracteristici
cu tur bina Wells cu treaptă variabilă, principala diferență fiind că unghiul de eșantionare 𝜀
(𝜀 = 0 înseamnă ca lama este de -a lungul planului longitudinal, 𝜀=𝜋/2 pe planul secțiunii
transversale), lamele rotorului Denniss -Auld pot fi controlate p entru a varia în intervalul −𝛼
<𝜀 < 𝛼 (unde 𝛼≅55𝑜) (Fig. 2.23), în timp ce în turbina cu pas variabil este 𝜋
2−𝛽<𝜀<𝜋
2+
𝛽 (unde 𝛽≅25𝑜). În timp ce turbina Wells lama rotorului rotunjită este îndreptată tot timpul
către fluxul de intrare, în turbin a Denniss -Auld ambele muchii ale unei lame trebuie să fie
identice, deoarece fiecare margine se comportă alternativ ca o margine de vârf sau ca margine
de traversare în funcție de direcția curgerii reciproce prin turbină. Trebuie remarcat faptul că
ori de câte ori fluxul modifică direcția (evacuare la intrare sau invers), lamele de turbină
Denniss -Auld trebuie să se rotească aproape instantaneu între pozițiile lor extreme, în timp ce
în turbina Wells lamele sunt necesare pentru a pivota ușor într-un domeniu unghiular relativ
mic.
Aceste turbine de aer cu auto -rectificare, în special cele cu geometrie fixă, sunt mașini
mecanice simple și fiabile. Pe baza informațiilor disponibile, eficiența lor medie pe timp este
relativ modestă (comparativ cu turbinele mai convenționale care funcționează în condiții de
starea de echilibru aproape).
Fig. 2.23. Turbina cu aer Dennis – Auld [7]

33
2.4.2. Turbine hidraulice
Ca și în cazul instalațiilor convenționale mini -hidroelectrice cu cap de joasă presiune,
turbinele de reacție cu debit axial sunt utilizate pentru a transforma capul creat între
rezervorul unui dispozitiv de supraînălțare și nivelul mediu al mări i. Debitul poate fi controlat
cu ajutorul unor palete de ghidare de intrare reglabile. În unele cazuri, lamele rulantului pot fi
de asemenea ajustate (turbinele Kaplan) c are îmbunătățește considerabil eficiența într -o gamă
largă de fluxuri. Totuși, acest lucru poate fi costisitor și nu este utilizat în mod norma l în
aplicațiile de turbine de mărime mică de energie al undelor.
Turbinele cu impulsuri de mare înălțime (de obi cei zeci până la sute de metri) sunt
adoptate în unele convertoare oscilatoare, ca alternativă la motoarele hidraulice, cu avantajul
utilizării apei non -poluante (mai degrabă decât a petrolului). Debitul po ate fi controlat de un
indicator, a cărui poziție axială în duză este controlată de un servomecanism. Circuitul
hidraulic include un berbec (sau un set de berbeci, o pereche de pompe cu furtun în Aquabuoy)
și poate include și un sistem de acumulare de gaz.
Aceste turbine hidraulice pot atinge randamente ma xime de aproximativ 0,9. Eficiența lor
este, în general, destul de sensibilă față de raportul de viteză cap -la-rotație, ceea ce face ca
utilizarea generatoarelor electrice cu viteză variabilă foarte avantajoasă, în special în cazul
turbinelor Pelton care e chipează convertoarele de oscilator .

2.4.3. Turbine de înaltă presiune și ulei hidraulic
Sistemele de înaltă presiune cu ulei sunt deosebit de potrivite pentru a transforma energia
de la forțele sau momentele foarte mari aplicate de valuri pe corpuri le oscilante lent (în
translație sau în rotație) ( Fig. 2.24). Circuitul hidraulic include, de obicei, un sistem de
acumulare de gaz capabil să stocheze energie pe câteva perioade de undă, ceea ce poate netezi
energia foarte neregulată absorbită de valuri. Mișcarea corpului este transformată în energie
hidraulică de un cilindru hidraulic sau de un berbec (sau un set de berbeci). Un motor
hidraulic rapid ac ționează un generator electric convențional.
PTO -ul cu ulei hidraulic a fost folosit pentru echiparea geamandurilor de încercare testate
în Golful din Tokyo în 1980 și, mai recent, dispozitivele Wavebob, PowerBuoy și Pelamis și
WaveRoller .
Cel mai frecvent utilizat tip de motor hidraulic rapid în aplicații cu energie de undă este
mașină cu deplasare cu axă îndoită axial cu piston axial ( Fig. 2.25), dispo nibilă de la câțiva
producători cu putere nominală între câțiva kW și aproximativ 1 MW, cu presiuni de lucru de

34

Fig. 2.24. Reprezentarea schematică a unui PTO
hidraulic a unui convertizor de energie valurilor [ 12] până la 350 bar. Chiar și mașinile mari (1 MW) pot conduce un generator electric la viteze
mai mari de 1500 rpm.
Motorul constă dintr -un arbore de antrenare cu o flanșă, care este constrânsă să se rotească
împreună cu un bloc cilindric în interiorul căruia există un set (de obicei număr impar) de
cilindri dispuși axial paralel unul față de altul în jurul periferiei circumferențiale a bloc ului.
Cele două axe de rotație fac un unghi diferit de zero 𝛽. Deplasarea pistonului depinde de
unghiul 𝛽 dintre axa arborelui de antrenare și axa blocului cilindrului ( Fig. 2.25). Debitul este
proporțional cu N tan 𝛽, unde N este viteza de rotație. Aceasta permite controlul debitului
instantaneu prin modificarea vitezei de rotație N a setului de generatoare de motor și / sau prin
reglarea unghiului de reglare 𝛽.
Energia poate fi stocată și eliberată de un sistem de acumulare de gaz, constând dintr -un
acumulator de înaltă presiune și dintr -un rezervor de joasă presiune ( Fig. 2.24). Gazul, de
obicei azot, este separat de ulei printr -o vezică sau printr -un piston liber. Pentru a evita
cavitația în circuit, presiunea din rezervor este menținută deasupra cu câțiva bar i.
Acumulatorii de gaz de înaltă presiune sunt proiectați să suporte presiuni de până la
aproximativ 500 -600 bari. Cantitatea de energie stocată pe unitatea de masă a gazului este
Δ𝐸=𝑐𝑣Δ𝑇, unde 𝑐𝑣 este căldura specifică la volumul constant și T este temperatura absolută.
Pe intervale mici de timp (care nu depășesc câteva minute) procesul de compresie /
decompresie poate fi considerat ca fiind aproximativ izentropic. Presupunând că gazul se
comportă ca un gaz perfect, putem scrie:

35
Δ𝑇=𝑇{(𝑝+Δ𝑝
𝑝)(𝛾−1)/𝛾
−1}
Aici, p este presiunea, Δ𝑝 este cre șterea presiunii și 𝛾=𝑐𝑝/𝑐𝑣 este raportul adiabatic .
Pentru azot, acesta este 𝛾≅ 1,4 și 𝑐𝑣≅0.74 𝑘𝐽/(𝑘𝑔𝐾). De obicei, este necesar un set de
acumulatori de gaz de înaltă presiune interconectați în paralel pentru a asigura un efect de
netezire adecvat unui convertor de energie de undă de dimensiuni mari și poate reprezenta o
parte semnificativă a costului capi talului PTO.
Amortizarea furnizată de o priză de forță hidraulică este extrem de neliniară și (cu excepția
cazului în care se prevede un control al fazei reactive) poate fi considerată ca amortizare
Coulomb: pistonul din cilindrul hidraulic rămâne stațion ar atât timp cât forța aplicată pe
arborele său este mai mică decât 𝑆(𝑝𝐻−𝑝𝐿), unde S este aria pistonului și 𝑝𝐻−𝑝𝐿 este
diferența de presiune dintre acumulatorii de înaltă presiune și joasă presiune. Debitul de ulei
admis la motorul hidraulic ar t rebui să crească cu nivelul absorbit de undă. Se poate
demonstra că valoarea sa instantanee trebuie să fie controlată (prin reglarea vitezei de rotație
și / sau a geometriei motorului) pentru a rămâne proporțională cu diferența de presiune 𝑝𝐻−
𝑝𝐿. Acest tip de priză de foraj este foarte potrivită pentru controlul fazelor prin blocare: pentru
a face acest lucru, colectorul de comandă din circuitul hidraulic rămâne blocat atât timp cât
algoritmul de comandă specifică pistonul să rămână fix.
Deși au fost de zvăluite puține informații despre performanțele prototipurilor recente testate
pe mare dotate cu priză de forță hidraulică, se pare că unele preocupări sunt legate de eficiența
de conversie a energiei mai mică decât cea preconizată și de durata limitată de viață estimată a
etanșărilor hidraulice. Proiectele noi de echipamente hidraulice, în special pentru aplicațiile
pentru energia valurilor, ar putea fi calea de urmat, așa cum susțin Salter și colegii săi [10].

Fig. 2.25 Reprezentarea schematică a unui motor hidraulic cu deplasare variabilă de tip
axial îndoit al pistonului axial, care prezintă blocul de cilindru cu pistoane și flanșa
arborelui de antrenare. Deplasarea p istonului poate fi modificată prin modificarea
unghiului de reglare β între axa arborelui și axa blocului de cilindru [ 8] (2.2)

36
2.4.4. Echipamente electrice
În majoritatea convertoarelor de energie a valurilor, un generator electric rotativ este
acționat de o mașină mecanică: aer sau turbină hidraulică, motor hidraulic. E chipamentul
electric, inclusiv viteza variabilă de rotație și electronica de putere, este în mare parte
convențională și în mare parte similar cu conversia energiei eoliene. Dacă mașina de comandă
este un motor hidraulic cu deplasare variabilă, este posibi lă menținerea vitezei de rotație fixă
în timp ce se controlează debitul și puterea prin reglarea geometriei motorului.
Nu este vorba de conversia directă a unității, fără interfață mecanică, de către un generator
electric liniar, deja luat în considerare î n cartea lui McCormick . Primul prototip echipat cu un
generator electric liniar (cu o putere nominală de 2 MW) a fost cel de jos Archimedes Wave
Swing (AWS) ( Fig. 2.15), testat în mare în 2004 . Mai recent, geamandurile echipate cu
generatoare liniare au fost testate maritim în afara Suediei ( Fig. 2.5) și Oregon, SUA (Fig.
2.6). În aceste geamanduri, forța care conduce generatorul este asigurată de o linie de ancorare
predată.
Unitatea directă are avantajul de a nu necesita o interfață mecanică și de a evita pier derile
care nu sunt neglijabile care se produc în mașinile mecanice (turbine și motoare hidraulice) în
sisteme PTO mai convenționale. Pe de altă parte, generatoarele electrice liniare pentru
aplicații cu energie în valuri sunt supuse condițiilor mult mai e xigente decât cele rotative de
mare viteză și sunt într -o mare măsură încă în stadiul de dezvoltare în mai multe țări: Olanda,
Marea Britanie, Suedia, SUA . Generatorul constă dintr -un stator și un traducător (mai degrabă
decât un rotor). În aplicațiile ene rgiei valurilor , mișcarea cu piston generator se potrivește cu
mișcarea dispozitivului real, la viteze de două ordine de mărime mai mici decât vitezele tipice
ale generatoarelor rotative de mare viteză. La astfel de viteze reduse, forțele sunt foarte mari,
ceea c e necesită o mașină fizică mare [3].

37
3. Pompe volumice folosite la sistemele de pompare
3.1. Pompe clasice cu piston
În Fig. 3.1 s-a reprezentat schematic o pompă cu piston acționată prin intermediul unui
sistem bielă -manivelă.
Când pistonul se deplasează de la punctul mort interior către punctul mort exterior, pe faț a
pistonului se creează o depresiune care închide supapa de refulare r și deschide supapa de
admisie a.
Datorită faptului că la nivelul liber al apei din bazinul de aspirație acționeaza presiunea
atmosferică, cilindrul pompei se umple treptat cu lichid. Î n aceasta perioadă, pe conducta de
refulare nu se livreaza lichid.
Când mișcarea p istonului se inversează, supapa a se închide , iar pis tonul expulează lichidul
aflat î n cilindru prin supapa r.
Cilindreea este:
𝑞=𝜋𝐷2
4∙𝑠
unde: D – diametrul pistonului, în m
s-cursa pistonului, în m
Debitul mediu teoretic este:
𝑄𝑇=𝑞𝑛
60=𝜋𝐷2𝑠𝑛
60 ,
iar debitul mediu efectiv:
𝑄=𝜂𝑣𝑄𝑇,
Fig. 3.1. Pompă acționată de un
sistem bielă -manivelă [ 14]
(3.1)
(3.2)
(3.3)

38
Pentru pompele bine executate și întreținute 𝜂𝑣 poate avea valori între 0,93 și 0,96. Dacă
𝜂𝑣<0,92 înseamnă că pompa are scăpări mari prin neetanșeități datorate unor uzuri
excessive.
Debitul instantaneu al pompei este proporțional cu viteza de deplasare a pistonului. Pentru
a determina această viteză, se folosesc relații trigonometrice în triunghiul OBC ( Fig. 3.1) :
𝑙2=𝑥2+𝑟2−2𝑥𝑟𝑐𝑜𝑠(𝜋−𝜑)
sau 𝑥2+2𝑥𝑟𝑐𝑜𝑠𝜑+(𝑟2−𝑙2)=0, ceea ce conduce la:
𝑥=−𝑟𝑐𝑜𝑠𝜑±𝑙√1−𝑟2
𝑙2𝑠𝑖𝑛2𝜑.
Pentru a raționaliza expresia (3.5) se dezvoltă în serie √1−𝑥. Deoarece 𝑟/𝑙<1 (una din
valorile obișnuite este 𝑟
𝑙=1
5), dezvoltarea se poate limita la primii doi termeni ai seriei, fără a
introduce erori importante.
Așadar
𝑥≈−𝑟cos𝜑±𝑙(1−1
2𝑟2
𝑙2sin2𝜑)
sau 𝑥=±𝑙−𝑟𝑐𝑜𝑠𝜑∓𝑟2
2𝑙sin2𝜑.
Viteza pistonului se obține derivând x în raport cu timpul:
𝑣=𝑑𝑥
𝑑𝑡=𝑟𝑠𝑖𝑛𝜑𝑑𝜑
𝑑𝑡∓𝑟2
2𝑙𝑠𝑖𝑛2𝜑𝑑𝜑
𝑑𝑡
cu notația obișnuită 𝜔=𝑑𝜑
𝑑𝑡, debitul instantaneu se poate srie ca fiind:
𝑄=𝜋𝐷2
4𝑣=𝜋𝐷2
4𝑟𝜔(𝑠𝑖𝑛𝜑∓𝑟
2𝑙𝑠𝑖𝑛2𝜑)
Pentru o pompă dată, diametrul pistonului, raza manivelei și viteza unghiulară fiind
constante, relația (3.8) devine:
𝑄=𝐾(sin𝜑∓𝑟
2𝑙sin2𝜑)=𝐾𝑄′
Raportul 𝑟
𝑙 fiind mic (1/5 pentru pompele clasice și 1/15 la cele cu pistone radiale), Q’ se
abate puțin de la sinusoidă (Fig. 3.2).
Prin urmare, la cursa de refulare( 𝜑 poate avea valori între 0 și 𝜋) curba de variație a
debitului instantaneu este aproximativ sinusoidală. În cursa de aspirație
(𝜑 poate avea valori între 𝜋 și 2𝜋) debitul în conducta de refulare este nul, însă în conducta
de aspirație afluează debit după o curbă aproximativ sinusoidală . Deoarece pulsațiile mari ale
debitului sunt dăunătoare, se aplică următoareke măsuri pentru a le reduce : (3.4)
(3.5)
(3.6)
(3.7)
(3.8)
(3.9)

39
– Amplasarea unui acumulator hi draulic (hidrofor) pe conducta de refulare, de aspirație
sau pe ambele conducte;
– Cuplarea pe aceeași conductă a n pompe având ciclul de funcționare decalat cu 2𝜋
𝑛;
– Combinarea metodelor expuse [2].
Indicații privind proiectarea hidrofoarelor pentru pompele cu piston:
– Dacă pompa este prevăzută cu un singur hidrofor, aceasta se montează de obicei pe
partea de refulare;
– Amplasarea acumu latorului se face astfel încât direcția vectorului viteză să se
schimbe;
– Diametrul acumulatorului DAC se înțelege în funcție de diametrul pistonului pompei
𝐷𝐴𝐶=(1,5−2,5)𝐷;
– Raportul între volumul pulsator din acumulator și cilindreea pompei 𝑘=𝑉ℎ
𝜋𝐷2
4𝑠 se alege
astfel:
• pompe cu simplă acțiune, k=0,55;
• pompe cu dublă acțiune, k=0,21 ;
• pompe duble, decalate cu 180o, cu dublă acțiune, k=0,04 ;
• volmult mediu de aer din hidrofor se calculează cu relație: 𝑉𝑚=𝑉ℎ
𝛿𝑝, unde 𝛿𝑝 este
gradul de neregularitate al presiunii în hidofor și se alege în funcție de lungimea
conductei L (Tabel 3.1).
Reducerea pulsațiilor debitului prin montarea mai multor pompe pe aceeași conductă se
aplică prin însăși natura constr ucției, la pompele cu pistoane radiale sau la pompele cu
Fig. 3.2. Variația debitelor [2]

40
pistoane axial e. Cu toate acestea, metoda a fost aplicată cu succes și la pompele cu piston
clasic, mărturie fiind construțiile cu dublă acțiune , pompele duplex (Fig. 3.4) sau chiar
pompele triplex.

𝐿[𝑚] 100 500 1000 2000 3000 5000
𝛿𝑝 1/50 1/100 1/150 1/200 1/250 1/300
Tabel 3.1. Valoarea gradului de neuniformitate [3]

3.2 Pompe cu pistonașe radiale
Sunt frecvent utilizate în acționările hidraulice, când se cer presiuni de refulare mari ( 𝑝 ≤
210 𝑑𝑎𝑁/𝑐𝑚2) și debite mari ( 𝑄=20−750𝑙/min ). Randamentele maxime sunt de obicei
𝜂𝑚≤0,95 și 𝜂𝑣≤0,95.
Principiul de funcționare al acestui tip de pompă poate fi urmărit în Fig. 3.5.
Fig. 3.5. Pompă cu pistonașe radiale [5]
Fig. 3.4 Piston cu dublă
acțiune [17]
Fig. 3.4 Variatia debitului
pentru pompele clasice [17]

41
Datorită forței centrifuge, pistoanele rotitoare (4) sunt presate pe coroană (2), dispusă
excentric față de rotorul (1). În timpul unei rotații, volumul cuprins între piston și fundul
cilindrului variază; în partea dreaptă a Fig. 3.5 acest volum se reduce, iar în partea stângă
volumul crește. Dacă acest volum este pus în comunicații cu orificii de distribuție, dispuse în
Fig. 3.5, se obține o pompă care aspiră pe partea stângă și refulează pe partea dreaptă. Cursa
pistoanelor este egală cu dublul excentricității e, care în general se ia între 3 și 8 mm. La unele
construcții (pompele cu debit variabil) excentricitatea se poate modifica, prin deplasarea
carcasei (2) în raport cu arborele (3), de la valoarea zero (debit nul) până l a valoarea maximă
(debit maxim).
Diametrele cilindrilor au de obicei valori cuprinse în tre 10 și 18 mm, iar viteza se alege de
2-3 m/s în conducta de aspirație și 4 -6m/s în conducta de refulare. Pentru a mări debitul
pompei, pe aceeași axă se pot monta în paralel două sau trei rânduri de cilindri [1].
Pentru a determina debit ul mediu al pompelor cu pistonaș e rotative, se calculează volumul
refulat de un singur cilindru în timpul unei rotații complete, ținându -se seama că dublul
excentricității e este egal cu sursa pistonului h:
𝑞1=𝜋𝑑2
4ℎ=𝜋𝑑2
4𝑒;
notând cu z numărul de pistoane, cilindreea pompei este : 𝑞𝑧=𝜋𝑑2
4𝑒𝑧,
iar debitul mediu refulat de pompă rezultă: 𝑄=𝑞𝑧𝑛
60=𝜋𝑑2
4𝑒𝑧𝑛
60
Legea de deplasare a pistoanelor în cilindri este identică cu cea determinată pentru
pompele clasice, cu condiția că brațul manivelei r și lungimea bielei l din ecuația (3.5) să se
înlocuiască cu excentricitatea e și distanța R ( această distanță este egală cu diferența dintre
raza coroanei și lungimea pistonului). În Fig. 3.5 dreapta O 1A reprezintă axa unui cilindru,
variația distanței x fiind direct proporțională cu cursa pistonului. În triunghiul O 1AO se poate
scrie:
𝑅2=𝑥2+𝑒2−2𝑥𝑒𝑐𝑜𝑠(𝜋−𝜑),
sau 𝑥2+2𝑒𝑥𝑐𝑜𝑠𝜑+(𝑒2−𝑅2)=0
Comparând relațiile (3.11) și (3.4) se constată că intervin doar diferențe de notații. Prin
urmare și pentru aces t tip de pompă curba de variație a debitului instantaneu furnizat de un
cilindru este aproximativ sinusoidală:
𝑄1=𝜋𝐷2
4𝑒𝜔(𝑠𝑖𝑛𝜑+𝑒
2𝑅𝑠𝑖𝑛2𝜑).
Debitul total instantaneu este egal cu suma debitelor instantanee ale cilindrilo r care
refulează 𝑧𝑅: (3.10)
(3.11)
(3.12)

42
𝑄1=𝜋𝐷2
4𝑒𝜔∑(𝑠𝑖𝑛𝜑𝑖+𝑒
2𝑅𝑠𝑖𝑛2𝜑𝑖)𝑧𝑅
1
unde 𝜑𝑖 sunt unghiurile momentane dintre axele fiecărui cilindru și axa pozițiilor punctelor
moarte. Din ecuația (3.13) rezultă că debitul refulat este pulsatoriu. Procedeul grafic constă în
a reprezenta z curbe de tipul celei din Fig. 3.6, decalate între ele cu 2𝜋
𝑧.
În continuare, pentru fiecare valoare a lui 𝜑 se însumează ordonatele, obținându -se curbe
de tipul celor din Error! Reference source not found. . Realizând efectiv asemenea diagrame
pentru pompe cu număr par și impar de cilindri, se constată că în cazul numărului impar de
cilindri diagramele sunt mai favorabile, deoarece pentru z impa r numărul de vârfuri este egal
cu dublul numărului de cilindri iar vârfurile sunt mai mici, în timp ce pentru z par numărul de
vârfuri este egal cu numărul de cilindrii, pulsațiile fiind mai mari.
Procedeul analitic constă din descompunerea debitului fiec ărui cilindru în serie Fourier și
apoi însumarea termenilor astfel obținuți. Având alese valorile excentricității și ale lui R se
obțin relații analitice care permit calculul coeficientului de neregularitate.
În cazul când, pentru a mă rii debitul pompei, s e montează pe același ax în paralel, m
rânduri de cilindrii, trebuie să realizeze un defazaj 𝛾=2𝜋
𝑚𝑧, astfel încât pulsațiile să fie
minime.
3.3 Pompe cu pistoane axiale
Pompa cu pistoane axiale reprezintă tipul cel mai frecvent utilizat din clasa pompelor cu
piston. Presiunea maximă poate atinge 350 daN/cm2, pentru debite variînd între 8 și 580
l/min. Randamentele maxime sunt de obicei 𝜂≤0,98 și 𝜂𝑣≤0,98, fiind dintre cele mai bune
pentru întregul domeniu al pompelor volumice.
Pompa cu pistoane axiale( Fig. 3.7) constă dintr -un bloc al cilindrilor rotitor, având axa
înclinată față de discul de antrena re, de asemenea rotitor. Bilele leagă pistoanele de discul
Fig. 3.6. Reprezentarea grafică a celor z curbe [ 8] (3.13)

43
rotitor prin intermediul a două rotule, i ar blocul cilindrilor este antrenat printr -un arbore
cardanic. Blocul cilindrilor este sprijinit în distribuitorul nerotitor, fixat în carcasă.
Înclinarea blocului cilindrilor față de antrenare determină mișcarea alternativă a pistoanelor
în cilindri. Un punct oarecare din planul C ( Fig. 3.7) nu părăsește acest plan în timpul mișcării
de rotație, pe când punctele B trebuie să rămână într -un plan paralel cu D, deoarece lungimea
bilelor este constantă. În acest fel pistonul este ob ligat să realizeze cursa s. Fiecare cilindru
este pus în legătură cu orificiul de aspirație pe un unghi egal cu aproximativ cu o jumătate de
învârtitură, urmând ca pe cealaltă jumătate să fie în legătură cu orificiul de refulare. Forma
orificiilor de reful are și aspirație, din capacul de distribuție, se vede în Fig. 3.7,- vedere din E
[1].
Pompa cu pistoane axiale efectuează mișcări spațiale, ceea e necesită utilizarea unor
articulații sferice greu de realizat. Pistoanele, alezajele cilindrilor și suprafețele de frecare
bloc-cilindri -distribuitor trebuie prelucrate cu precizie ridicată și rugozitate foarte scăzută,
altfel randamentul volumic va fi foarte mic. Este de asemenea necesară o filtrare de finețe
excepțională, pentru a p revni distrugerea suprafețelor î n fiecare prin p articule abrazive.
Debitul mediu al pompei este suma debitelor furnizate de pistonașele cilindrilor respectivi.
La o cursă completă a pistonului, un cilindru refulează volumul:
𝑞1=𝜋𝑑2
4𝑠=𝜋𝑑2
4𝐷𝑠𝑖𝑛𝛼
unde d -diametrul pistonului, în m;
s-cursa pistonului, în m
Cilindreea pompei fiind: 𝑞𝑧=𝜋𝑑2
4𝑠𝑧=𝜋𝑑2
4𝑧𝐷𝑠𝑖𝑛𝛼
Debitul mediu refulat de pompă este:
𝑄=𝑞𝑧𝑛
60=𝜋𝑑2
4𝑧𝐷𝑠𝑖𝑛𝛼𝑛
60
Fig. 3.7. Pompă cu pistoane axiale [9]

(3.14)
(3.15)
(3.16)

44
Debitul mediu refulat de pompa cu pistoane axiale depinde de încălzirea α dinttre axa
arborelui de antrenare și axa blocului cilindrilor. Dacă pompa se construiește astfel încât să se
poată modifica unghiul α în timpu l funcționării, debitul pompei poate varia chiar la turație
constantă.
Și în cazul pompei cu pistoane axiale, le gea de variație a debitului instantaneu (pentru α=
constant) este sinusoidală. Dacă punctul A (aflat pe cercul din planul D, Fig. 3.7) se
deplasează de la PMI cu unghiul φ, punctul A’ (proiecția punctului A pe diametrul ce unește
PMI cu PME) parcurge segmentul 𝑦=𝑟−𝑟𝑐𝑜𝑠𝜑 . Fracțiunea x din cursa pistonului care a
fost parcursă fiind 𝑥=𝑦𝑠𝑖𝑛∝, viteza instantanee a pistonului este:
𝑣=𝑑𝑥
𝑑𝑡=𝑟𝑠𝑖𝑛𝛼𝑠𝑖𝑛𝜑𝑑𝜑
𝑑𝑡=𝑟𝜔𝑠𝑖𝑛𝛼𝑠𝑖𝑛𝜑
Debitul instantaneu furnizat de un singur cilindru este:
𝑄1=𝜋𝑑2
4𝑣=𝜋𝑑2
4𝑟𝜔sin𝛼sin𝜑
Debitul total instantaneu va fi egal cu suma debitelor instantanee ale cilindrilor care
refulează: 𝑄𝑧=𝜋𝑑2
4𝑟𝜔sin𝛼∑sin𝜑𝑖𝑧𝑅
1
unde 𝑧𝑅 reprezintă numărul cilindrilor care refulează, iar 𝜑𝑖 sunt unghiurile momentane dintre
punctul mort și pozițiile punctului A p entru fiecare cilindru. Pentru a determina pulsațiile se
poate proceda în același mod ca la pompele cu pistoane radiale. Rămâne de asemenea valabilă
concluzia că pulsațiile sunt mai reduse ca intensitate în cazul numărului impar d e cilindri [2].

3.4 Pompe speciale
3.4.1. Pompa hidraulică volumică cu o paletă
Pompele și motoarele hidraulice volumice sunt mașini reversibile, în sensul că aceeași
construcție poate îndeplini atât funcție de motor cât și funcție de generator hidraulic. În mod
frecvent se utilizează următoarele motoare hidraulice volumice:
– Motoare hidraulice liniare (cilindri de forță);
– Motoare cu pistoane radiale;
– Motoare cu pistoane axiale;
– Motoare hidraulice cu roți dințate;
– Motoare hidrostatice cu palete glisante;
– Motoare hidrostatice oscilante.
Schemele constructive, calculele statice, cinematice și dinemice ale motoarelor hidraulice
volumice fiind același cu cele ale generatoarelor, nu vor mai si repetate. (3.17)
(3.18)

45
Motoarele hidrostatice rotative trebuie să asigure o ma re stabilitate a mișcări i într -un
domeniu larg de variație al mărimilor de ieșire (între 0,1 rot/min și 3000 rot/min) și un mare
raport între cuplul motor și cel de inerție (ajungând la motoarele mici de 200 de ori mai mare
decât la mașinile electrice de curent continuu). Motoarele hidraulice liniare trebuie sa asig ure
o viteză cons tantă organului de lucru și o mare frecvență de inversare.
Motoarele hidraulice oscilante se utilizează mai rar decât cele rotative sau liniare.
Deoarece aceste mașini nu au fost tratate ca generatoare hidraulice, în cele ce urmează sunt
prezentate câteva elemente privitoare la aceste construcții.
În carcasa (3) ( Fig. 3.8) se montează rotorul (1) prevăvut cu paleta (2). Spațiul inelar dintre
rotor și carcasă este divizat în două prin dispozitivul de etanșare (4). Alimentând cu lichid sub
presiune orificiul sup erior al carcasei, paleta și butucul vor efectua o deplasare în sens orar.
Unghiul de basculare în cazul rotoarelor cu o singură paletă este de obicei 270 -280o. Notând
pi presiunea de intrare, pe presiunea de ieșire și b lățimea paletei, forța hidrostatică pe paletă
este:
𝑃=𝐷−𝑑
2𝑏(𝑝𝑖−𝑝𝑒),
iar punctul de aplicație 𝑅=𝐷
2−𝐷−𝑑
4=𝐷+𝑑
4
Așadar momentul la arbore are valoarea: 𝑀=𝑃𝑅=𝐷2−𝑑2
8𝑏(𝑝𝑖−𝑝𝑒).
Notând viteza unghiulară medie a rotorului cu ω, viteza de antrenare a mijlocului paletei
este 𝑢=𝑅𝜔, iar debitul care intră în motor are expresia:
𝑄=𝑢𝐷−𝑑
2𝑏=𝜔𝑏
8(𝐷2−𝑑2)
Dacă se cunoaște debitul din relația anterioară se poate determina viteza unghiulară medie:
𝜔=8𝑄
𝑏(𝐷2−𝑑2)
Datorită frecărilor și pierderilor volumice, momentul și viteza unghiulară sunt mai mici.
Notând 𝜂𝑚 randamentul mecanic și 𝜂𝑣 randamentul volumic, valorile reale sunt:
Fig. 3.8 Pompă volumică cu o paletă [2]

(3.19)
(3.20)
(3.21)
(3.22)

46
𝑀𝑒𝑓=𝐷2−𝑑2
8𝑏(𝑝𝑖−𝑝𝑒)𝜂𝑚; 𝜔=8𝑄𝜂𝑣
𝑏(𝐷2−𝑑2).
Motoarele oscilante sunt utilizate pentru momente până la 7500 daNm și presiuni până la
200 daN/cm2. Când unghiul α nu trebu ie sa fie prea mare se realizeaz ă construcții cu mai
multe palete.

3.4.2. Pompă hidraulică volumică specială cu două palate
Dimensionarea pompei speciale
Alegem un flotor cu un volum 𝑣=8𝑚3;
Forța care acționează flotorul este: 𝐹=1
2𝐹𝑎=1
2𝜌𝐻2𝑂𝑔𝑣
unde:𝐹𝑎-forța arhimedică;
𝜌𝐻2𝑂-densitatea apei, ( 103𝑘𝑔/𝑚3), în 𝑘𝑔/𝑚3;
g- accelerația gravitațională, în 𝑚/𝑠2 ;
𝐹=1
2∗103𝑘𝑔
𝑚3∗9,81𝑚
𝑠2∗8𝑚3=39,24∗103𝑁
Alegem lungimea L a pârghiei flotorului: 𝐿=3m
Momentul la arborele pompei este:
𝑀𝑎=𝐹∗𝐿=39,24∗103𝑁∗2𝑚=117,72∗103𝑁∗𝑚
𝑀𝑇=𝑀𝑎=𝐹𝑝∗2(𝑛+𝑅+𝑟
2)
unde: 𝐹𝑝-forța pe paleta pompei, în N.
𝐹𝑝=Δ𝑝∗𝑏(𝑅−𝑟)
unde: b-lățimea palei, în m.
𝑀𝑎=∆𝑝∗𝑏(𝑅−𝑟)∗2(𝑅+𝑟)
2=(𝑅2−𝑟2)∗∆𝑝∗𝑏
Puterea dezvoltată de factorul oscilant este: (3.23)
(3.24)
(3.25)
(3.26)
(3.27)
(3.28)
Figură 3.9 Pompă specială P.O.H.1.2.0 (Pompă
oscilantă hidraulică)

47
𝑃=𝑀𝑎∗𝜔
𝜔=2𝜋
𝑇
unde: 𝜔-viteza unghiulară medie a arborelui, în rad/s ;
T-perioada de oscilație a flotorului, în s.
Pentru o perioadă T=4s rezultă din relația (3.30), 𝜔≈1,5 𝑠−1
Din relațiile (3.29) și (3.25) obținem:
𝑃=176,58∗103 𝑊
Această puterea mecanică este trasnformată de pompă în putere hidraulică:
𝜂ℎ=𝑃𝑢
𝑃𝑚=𝑄∗Δ𝑝
𝑃𝑚
𝑄=ηh∗𝑃𝑚
Δ𝑝→𝑄=0,92∗176,58∗103 𝑊
300∗105𝑁
𝑚2→𝑄=162,426∗103𝑚3
300∗105𝑠→𝑄=162,426∗106 𝑑𝑚3
300∗105 𝑠→
𝑄=5,41𝑙
𝑠→ 𝑄=5,41∗60𝑙
𝑚𝑖𝑛→𝑄=324,6𝑙
𝑚𝑖𝑛
unde 𝜂ℎ -randamentul pompei volumice, mărime adimensională ;
Δ𝑝-diferența de presiune, în 𝑁/𝑚2
Viteza medie a palei este 𝑢=𝜔(𝑅−𝑅−𝑟
2)=𝜔(𝑅+𝑟)
2
𝑄=2∗𝑆∗𝑢→𝑄=2∗𝑏(𝑅−𝑟)∗𝜔(𝑅+𝑟)
2→𝑄=𝑏𝜔(𝑅2−𝑟2)
𝑏(𝑅2−𝑟2)=𝑄
𝜔→𝑏(𝑅2−𝑟2)=5,41𝑑𝑚3
𝑠
1,5𝑠−1=3,606 𝑑𝑚3
Arborele este solicitat la torsiune de momentul 𝑀𝑎 determinat de relația (3.25). Prin urmare
putem scrie: 𝜏𝑎𝑡=𝑀𝑎
𝑊𝑝
400𝑑𝑎𝑁
𝑐𝑚2=117,72∗102𝑑𝑎𝑁∗𝑚
0,2∗𝑑𝑎3→𝑑𝑎3=117,72∗104𝑑𝑎𝑁∗𝑐𝑚
400𝑑𝑎𝑁
𝑐𝑚2∗0,2→𝑑𝑎=24,47 𝑐𝑚
𝑟=𝑑𝑎
2→𝑟=12,24 𝑐𝑚
Alegând din caracteristicile constructive lățimea pompei b=1,6m
Cu ajutorul relației (3.34) și ținând cont de relațiile (3.36) și (3.37) obținem:
𝑅=√3,606𝑑𝑚3
𝑏+𝑟2→𝑅=√0,22 𝑑𝑚2+1,49 𝑑𝑚2→𝑅=√1,71𝑑𝑚2→𝑅=1,31𝑑𝑚
→𝑅=13,1 𝑐𝑚
(3.29)
(3.30)
(3.31)
(3.32)
(3.33)
(3.35)
(3.36)
(3.37) (3.34)

48
3.4.3. Agregate de transformare a energiei hidraulice în energie electrică

Hidromotor cu debit variabil

Calculul hidromotorului cu pistonașe axiale de la agregatul hidromotor generator
Este transmisă o putere de 3,8 MW către hidromotor
𝜂𝑡=𝑃𝑢
𝑃𝑐→𝑃𝑢=𝜂𝑡∗𝑃𝑐=𝑄∗Δ𝑝→𝑃𝑢=0,8∗3,8𝑀𝑊→𝑃𝑢=3,04 𝑀𝑊
Unde: 𝜂𝑡-randamentul instalației;
𝑃𝑢-puterea utilă a instalației, în W;
𝑃𝑐-puterea consumată de către instalație, în W.
Puterea dezvoltată de către hidrommotor este de 𝑃𝑚=2,8 𝑀𝑊, iar debitul acesteia este de
𝑄=0,15 𝑚3/𝑠. Alegând turația hidromotorului 𝑛=900 𝑟𝑜𝑡/𝑚𝑖𝑛, rezultă:
𝑄=𝑛∗𝑞
0,15𝑚3
𝑠=900𝑟𝑜𝑡
𝑚𝑖𝑛∗𝑞→𝑞=0,15𝑚3
𝑠
900𝑟𝑜𝑡
min→𝑞=0,15∗106𝑐𝑚3
𝑠
900𝑟𝑜𝑡
1
60𝑠→𝑞=105 𝑐𝑚3
Unde: q- cilindreea hidromotorului, în cm3
Dacă este aleasă o excentricitate e=3 cm și un număr de 9 pistonașe, rezultă
Fig. 3.10. Piston axial indoit cu motor[12]

49
𝑞=𝜋𝑑2
4∗2𝑒∗𝑧
105 𝑐𝑚3=𝜋𝑑2
4∗6𝑐𝑚∗9→𝑑2=4∗105𝑐𝑚3
6𝜋𝑐𝑚→𝑑2=1178,97 𝑐𝑚2
𝑑=√1178,97 𝑐𝑚2→𝑑=34,34 𝑐𝑚
unde: d-diametrul unui pistonaș, în cm;
z-numărul de pistonașe

3.4.4. Agregat turbina Pelton -generator electric
Micșorarea reacțiunilor în lagărele de alunecare ale arborelui turbinei conduce la o creștere
a randamentului mecanic prin micșorarea pierderilor de putere prin frecare, P ml.
𝑃𝑚𝑙=𝑀𝑓∗𝜔
𝑀𝑓=𝜇∗𝑅∗𝑑𝑓
2
unde:𝑀𝑓-momentul de frecare în lagăr;
𝜇-coeficientul de frecare în lagăre;
𝑑𝑓-diametrul fusului arborelui;
𝜔-viteza unghiulară a rotorului turbinei.
Cu ajutorul relațiilor de mai sus sunt deteminate pierderea de putere prin frecare și
momentul de frecare. Dacă este micșorată reacțiunea R din lagăre, pierderile de putere Pml se
micșorează direct proporțional. Un sistem de forțe se reduce într -un punct la un torsor, format
dintr -o rezultantă 𝑅̅ si un moment rezultant 𝑀0̅̅̅̅.
𝜏{𝑅̅=∑𝐹𝑖̅𝑛
𝑖=1
𝑀0̅̅̅̅=∑𝑟𝑖̅×𝐹𝑖̅𝑛
𝑖=1
unde : 𝑟𝑖̅-vectorul de poziție al forței 𝐹𝑖̅ față de punctul de reducere.
În cazul mai multor injectoare identice plasate pe un rotor condiția de a avea un torsor al
forțelor hidrodinamice cu forța rezultantă nulă este ca poligonul forțelor hidrodinemice să se
închidă.
Prin urmare, axele injectoarelor va trebui să se dispună după un triunghi echilateral
circumscris cercului de diametru „D” al rotorului turbinei în cazul în care avem trei
injectoare. Dacă sunt patru jeturi identice axele lor formează un pătrat circum scris cercului de
diametru „D” al rotorului. În cazul a două jeturi dispunerea lor trebuie facută astfel încât sa
creeze prin forțele lor hidrodinamice un cuplu al arborelui rotorului. (3.38)
(3.39)
(3.40)

50
În cazul turbinelor Pelton cu rotoare cu cinci sau șase injecto are identice care pentru a crea ,
prin forțele hidrodinemice dezvoltate de jeturile la un torsor de rezultantă nulă, ele vor fi
astfel dispuse pe rotor, astfel încât axele lor să creeze un pentagon regulat, respetiv un
hexagon rezultat circumscris cercului de d iametru „D” al rotorului turbinei. În toate situațiile
pentru același rotor toate jeturile prin forțele dezvoltate trebuie să creeze momente mecanice
de același sens.
Dacă este notată cu „i” numărul de jeturi identice, torsorul dat de relația (3.40), în cazul
turbinelor Pelton va fi de forma:
𝜏{𝑅̅=∑𝐹ℎ𝑛̅̅̅̅̅=0𝑖
𝑛=0
𝑀𝑛=∑𝐹ℎ𝑛∗𝐷
2𝑖
𝑛=0
S-a ținut cont în relația (3.41) de faptul că vectorul de poziție al forței hidrodinamice este
|𝑟𝑖̅|=𝐷
2, iar unghiul dintre cei doi vectori este 𝜋/2, deoarece axa jetului este tangentă la cercul
de diametru 𝐷
2,.
Dacă este respectată relația (3.41) în cazul turbinelor Pelton, reacțiunea în lagărel e turbinei
va fi tocmai greutatea rotorului.
Cu ajutorul unui calcul corect se poate reduce la minim această greutate, fapt care conduce
la prețuri de cost minime și pierderi prin frecare în lagăre de asemenea minime.
În această situație momentul de frecar e este dat de relația: 𝑀𝑓=𝜇∗𝐺∗𝑑𝑓
2
Din relațiile (3.40) și (3.39) rezultă că reacțiunea în lagăre este tocmai greutatea proprie a
rotorului d e turbină.
Reacțiunea 𝑅̅=𝐺̅ rezultă din condițiile de echilibru ale rigidului (rotorului) .
Pe de altă parte păstrarea unei turații cvasiconstante, necesare păstrării frecvenței de 50Hz
la un generator ar cere un rotor de greutate mare, fapt ce rezultă din ecuația de mișcare a
agregatului turbină -generator electric dată de relația:
𝐽𝑟𝑒𝑑𝑑𝜔
𝑑𝑡=𝑀𝑚−𝑀𝑟
unde Jred este momentul de inerție mecanic al tuturor pieselor rotitoare în raport cu axa Δ a
agregatului:
𝐽𝑟𝑒𝑑=∑𝐽Δ𝑖𝑛
𝑖=1
𝐽Δ𝑖=∫𝑟(𝑠)2𝑑𝑚
Relația (3.44) ne arată că rotorii de turbină Pelton având cupele dispuse la distanța 𝐷/2 de
axa Δ, Fig. 3.10 va avea un 𝐽𝑟𝑒𝑑 suficient de mare, astfel încât frecvența în rețea să se păstreze
cvasiconstantă. (3.41)
(3.42)
(3.43)
(3.44)

51
Din relația 𝑃=𝑀𝑡∗𝜔 rezultă că pentru aceeași putere P, prin creșterea vitezei unghiulare
ω respectiv a turației n în arborele turbinei, dacă este micșorat momentul de torsiune 𝑀𝑡 și în
acest fel este micșorat diametrul arborelui rotorului de turbină.
Prin crșterea numărul ui de injectoare crește turația specifică ns a turbinei și implicit turația
n a turbinei pentru puterea P și căderea H cunoscute cu ajutorul relațiilor:
𝑛𝑠=𝑛√𝑃
√𝐻43
𝑛𝑠=246,8 𝑑0
𝐷√𝑖
unde d0 -diametrul jetului,
D- diametrul de dispunere al cupelor (Fig. 3.11)
i-numărul de injectoare .
Agregatul de turbină hidraulică generator electric dintr -o centrală hidroenergetică
transformă puterea hidraulică a apei 𝑃𝑎=𝜌𝑔𝑄𝐻 în putere mecanică 𝑃=𝑀𝑡𝜔, care se
transformă apoi în generator, în putere electrică 𝑃=𝑈𝐼.
Unde:𝑀𝑡 -momentul de torsiune din arbore creat de momentul motor 𝑀𝑚 și momentul
rezistent 𝑀𝑅 egale și de sens opus. 𝑀𝑚 este generat de forțele hidordinemice de pe cupele
turbinei, forțe date de jeturile de fluide, iar 𝑀𝑡 este generat de forțele electromagnetice ce apar
în rotorul generatorului atunci când el este rotit într -un câmp magnetic.
În afara calculului de rezistență făcut pentru regimul nominal de funcționare se mai fac
calcule de verificare pentru regimul de pornire și pentru regimul de ambalare. (3.45)
(3.46)
Fig. 3.11. Rotorul turbinei Pelton (1 -disc; 2 -cupă;3 -bolț; 4 –
arbore) [17]

52
Practic, regimul de ambalare apare când se anulează momentul rezistent (din cauza unui
scurtcircuit la generatorul electric). În acest caz în conformitate cu ecuația de mișcare a
agregatului (3.44), turația va crește până când se anulează și momentul motor 𝑀𝑚.
Acest moment se anulează când forța hidrodinamică se anulează. Din relația (3.42) rezultă
că 𝐹ℎ se anulează când viteza periferică u devine egală cu viteza jetului V.
Din cele de mai sus rezultă că turația de ambalare, teoretic este dublul turației de regim. În
realitate datorită momentului rezistent la frecare, turația de ambalare este na=1,8n .
La această turație forța centrifugă care acționează asupra palei este: 𝐹𝑐=𝑚𝐷
2𝜔𝑎2
În Fig. 3.12. este reprezentată configurația spațială a unei palete de turbină Pelton. Linia 1,
după care paletele sunt atacate de un jet se numește muchie de i ntrare. Linia 2, de -a lungul
căreia curentul părăsește cupele, se numește muchie de ieșire.
Dacă sunt date P și H și adoptat randamentul η, se va calcula debitul cu relația:
𝑄=𝑃
𝜂𝜌𝑔𝐻
Alegând un număr par de injectoare, debitul pe injector este: 𝑄=𝑄𝑡
𝑧
z este fracvrent 2, mai rar 4 și 6.
Viteza de ieșire a apei din injector este 𝑣=𝐾𝑣√2𝑔𝐻
unde 𝐾𝑣=0,97, reprezentând coef icientul de viteză.
Din ecuația de continuitate 𝑄=𝜋𝑑02
4∗𝑣, de unde rezultă diametrul jetului d0. Pentru un
randament maxim diametrul de dispunere a palelor este: 𝐷=(13÷18)∗𝑑0
Turația dublu unitară, n11 este dată de relația: 𝑛11=𝑛𝑛𝐷
√𝐻
Cunoscând turația n11 funcție de cădere se calculează turația de regim a rotorului turbinei
nn din relația (3.50).
Turația maximă (de ambalare) a rotorului se obține pentru mersul în gol, în cazul anulării
Fig. 3.12. Paleta turbinei
Pelton [11] (3.47)
(3.48)
(3.49)
(3.50)

53
momentului re ristent și este: na=1,8n
Forța hidrodinamică dezvoltată de jet pe cupă este:
𝐹ℎ=𝜌𝑄(𝑣1−𝑢)(1−cos𝛼)
Din condiția de randament maxim rezultă că: 𝑢=𝑉1
2,𝑢𝑛𝑑𝑒 𝑢=𝜔𝐷
2
Unghiul de întoarcere al jetului de către cupă se consideră, practic α=π. În condițiile de
funcționare a turbinei în regim normal forța hidrodinamică dezvoltată de jet pe cupă este:
𝐹ℎ=𝜌𝑄𝑉
La pornirea turbinei, când u=0, rezultă că forța hidrodinamică la pornire este:
𝐹ℎ𝑝=2𝜌𝑄𝑉=2𝐹ℎ
Deoarece dimensiunile cupei depind de mărimea forței hidrodinamice aceasta se poate
reduce reducând debitul de pornire, mărind astfel timpul de pornire.
𝐽𝑟𝑒𝑑𝜀=𝐹ℎ𝐷
2
În relația (3.55), 𝐽𝑟𝑒𝑑 este momentul de inerție mecanic redus al agregatului format de
turbină și generatorul electric.
Timpul de pornire este dat de relația: 𝑡𝑝=𝜔𝑛
𝜀
În relațiile (3.55) și (3.56) cu ε este notată accelerația unghilară la pornirea agregatului, iar
cu 𝜔𝑛 viteza unghilară nominală.
Relația (3.56) s-a scris în ideea neglijării momentului rezistent de frecare din lagărele
agregatului.
Pentru a putea calcula cupa cu forta Fh și nu cu Fhp punem relația (3.53) sub forma:
𝐹ℎ=𝜌𝑄(𝑡)(𝑉−𝜀𝑡𝐷
2)(1−cos𝛼)
În relația (3.57), cu Q(t) este notat debitul la timpul t în faza de pornire a agregat ului, cu
condiția ca acest debit să dea aceeași forță hidrodinamică pe cupă, Fh.
Din relațiile (3.53),(3.54) și (3.57) rezultă: 𝑄(𝑡)=𝑄
2(𝑉
𝑉−𝜀𝑡𝐷
2)
Valoarea accelerației unghiulare, ε este dată de ecuația de mișcare a mașinilor scrisă sub
forma dată de relația (3.56), unde observăm că momentul motor Mm este creat de forța
hidrodinamică:
𝑀𝑚=𝐹ℎ𝐷
2
iar momentul rezistent Mr la pornire este nul, deoarece pornirea se face cu generatorul
decuplat iar momentul de frecare din lagărul agregatului se poate neglija. Pentru a ajunge mai (3.51)
(3.52)
(3.53)
(3.54)
(3.55)
(3.56)
(3.57)
(3.58)

54
repede la turația nominală este necesar ca timpul de pornire al agregatului sa fie cât mai mic,
motiv pentru care pornirea se face în gol. Un alt motiv pentru care se face pornirea în gol al
agregatului este acela că frecvența curentului electric este direct proporțională cu turația n
deci la pornire frecvențe mai mici de 50Hz ale curentului electric.
Pentru un calcul mai precis al acceleratiei unghiulare ε, în faza de pornire a agregatului,
atunci relația (3.56) se scrie ținându -se cont de valoarea momentului rezistent de frecare din
lagărele de alunecare ale agregatului:
𝑀𝑅=∑𝜇𝑖𝑅𝑖𝑁𝑖ℎ
𝑖=1
unde: 𝑅𝑖-raza fusului;
𝑁𝑖-reacțiunea creată în lagăre de greutățile rotorului turbinei și rotorului
generatorului electric;
𝜇𝑖-coeficientul de frecare.
Din ecuația de continuitate rezultă: 𝑄(𝑡)=𝑆(𝑡)𝑣
unde: 𝑣-viteza apei la ieșiea din injector;
S(t)- secțiunea de trecere a apei dintre duza injectorului și acul injectorului.
Legea lui Bernoulli scrisă între un punct 1 de pe suprafața lacului de acumulare și un punct
2 la ieșirea din injector, (punctele 1 și 2 se co nsideră că aparțin unui tub de curent ce urmează
traseul conductei de aducțiune, conductă forțată) este:
𝑧1+𝑝1
𝛾+𝛼1𝑉12
2𝑔=𝑧2+𝑝2
𝛾+𝛼2𝑉22
2𝑔+ℎ12
În relația (3.61) presiunile statice 𝑝1și 𝑝2 sunt egale cu presiunea atmosferică 𝑧1−𝑧2=𝐻,
unde H este diferența de nivel dintre suprafața lacului de acumulare și axul rotorului turbinei ,
iar 𝛼1și 𝛼2 sunt coeficienții Coriolis.
Admițând aproximațiile uzuale 𝛼2≈1 și 𝑣1≈0 precum și precizările făcute mai sus, din
relația (3.61) rezultă:𝐻−ℎ12=𝐻𝑛𝑒𝑡=𝑉22
2𝑔
În calculele de dimensionare a turbinelor Pelton relația se trece sub forma:
𝑉2=𝑉=𝐾𝑣√2𝑔𝐻
În relația de mai sus Kv ține cont de pierderile de sarcină longitudinale și locale pe
conductele de aducțiune și forțate, și are valoarea Kv≈0,098 .
Din relațiile (3.60) și (3.62) rezultă: 𝑆(𝑡)=𝑄
2(1
𝑉−𝜀𝑡𝐷
2)
Din figura alăturată reultă:
𝑆(𝑡)=𝜋𝑑+𝛿
2𝐴𝐵 (3.59)
(3.60)
(3.61)
(3.62)
(3.63)
(3.64)
(3.65)

55
𝐴𝐵=𝑥(𝑡)sin𝛼; 𝛿=𝑑−2𝐴𝐵𝑐𝑜𝑠𝛼
Din relațiile de mai sus rezultă:
𝑆(𝑡)=𝜋sin𝛼[𝑑 𝑥(𝑡)−sin2𝛼
2𝑥(𝑡)2]
Din relațiile (3.64) și (3.67) se determină legea de deplasare a acului injectorului în funcție
de timp x(t) în faza de ponire a turbinei, lege ce asigură o fortă hidrodinamică constantă pe
paletă.

𝑄
𝑉−𝜀𝑡𝐷
2=2𝜋sin𝛼𝑑𝑥−𝜋sin𝛼sin2𝛼𝑥2
Calculul de dimensionare al cupei rotorului, al arborelui rotorului și al discului se poate
face astfel cu o forță hidrodinamică de două ori mai m ică decât cea maximă, ceea ce conduce
la un rotor de greutate mai mică, cu un preț de cost mai mic, cu un randament mecanic ridicat,
pentru aceeași putere.

Fig. 3.13. Variația momentului motor M, funcție de turație
(3.66)
(3.67)
(3.68)
Fig. 3.14 Variatia lui x [5]

56

Din relația (3.68) rezultă:
𝑥(𝑡)=2𝜋𝑑sin𝛼−√(2𝜋𝑑sin𝛼)2−4𝜋sin𝛼sin2𝛼𝑄
𝑉−𝜀𝑡𝐷
2
2𝜋sin𝛼sin2𝛼
𝑥(𝑡)=𝑑−√𝑑2−2cos𝛼𝑄
𝜋1
𝑉−𝜀𝑡𝐷
2
sin2𝛼
𝑥(𝑡)
{
𝑡=0→𝑥(0)=𝑑−√𝑑2−2cos𝛼𝑄
𝜋𝑉
sin2𝛼
𝑡=𝑡𝑝→𝑥(𝑡𝑝)=𝑑−√𝑑2−2cos𝛼2𝑄
𝜋𝑉
sin2𝛼
Legea de acționare a acului injectorului în funcție de timp este dată de relația (3.69).
În baza diametrului d0, din Fig. 3.15 se stabilesc dimensiunile l1 și l2 ținând cont de tabelul
de mai jos.

Tabel 3.2
Din condițiile de echilibru ale cupei rezultă relațiile:
∑𝑀𝐴=0→𝐹ℎ𝑙1−𝑅𝐵𝑙2=0→𝑅𝐵=𝐹ℎ𝑙1
𝑙2
∑𝐹𝑥=0→𝑅𝐴𝑥−𝐹𝑐=0
∑𝐹𝑦=0→𝑅𝐴𝑦=𝐹ℎ+𝑅𝐵
𝐹𝑐=𝑚𝐷
2𝜔ℎ2
unde: 𝐹𝑐- forța centrifugă;
m-masa cupei.
Nr. 𝐷
𝑑0 𝐿
𝑑0 𝐵
𝑑0 ℎ
𝑑0 𝑏
𝑑0 2𝛽1 𝛽2 𝐿1
𝑑0 Firma
1 11,02 2,5 2,94 0,86 1,04 30ș 13ș 1,08 Voith (Austria)
2 11,78 2,48 3,14 0,88 1,26 1ș 7ș 1,44 Esccher Wyss
(Elveția)
3 11,02 2,85 3,36 1,06 1,16 32ș 11ș 1,36 LMZ(Rusia) (3.69)
(3.70)
(3.71)

57
Forța de reacțiune din articulația A este: 𝑅𝐴=√𝑅𝐴𝑥2+𝑅𝐴𝑦2
Din Fig. 3.15 rezultă că forțele RA și RB foarfecă bolțurile de prindere a cupei pe disc în
două secțiuni. Prin urmare putem scrie relațiile:
𝜏𝑎𝑓=𝑅𝐴
2𝜋𝑑𝐴2
4
𝜏𝑎𝑓=𝑅𝐵
2𝜋𝑑𝐵2
4
Cunoscând 𝜏𝑎𝑓 din relațiile (3.73) și (3.74) determinăm diametrele bolțurilor, 𝑑𝐴 și 𝑑𝐵.
Forțele RA și RB sunt preluate de discul rotorului prin intermediul bolțurilor, în baza
principiului acțiunii și reacțiunii corpurilor, solicitând discul de strivire:
𝜎𝑎𝑠=𝑅𝐴
2𝑑𝐴𝑏𝐴 (3.72)
(3.74)
(3.73)
(3.75)
Fig. 3.16 Reprezentarea cupei prinse în bolțuri [ 15]

a)articulată în punctul A și rezemată
în B
b) secțiune din cupă, în
dreptul articulației
Fig. 3.15. Reprezentarea shematică a cupei [3]

58
Din relația de mai sus rezultă grosimea discului bd.
Cele două brațe ale cupei din Fig. 3.12 sunt solicitate în zona bolțurilor la strivire, deci
putem scrie relațiile: 𝜎𝑎𝑠=𝑅𝐴
2𝑑𝐴𝑏𝐴
𝜎𝑎𝑠=𝑅𝐵
2𝑑𝐵𝑏𝐵

Din aceste relații rezultă grosimile 𝑏𝐴 și 𝑏𝐵 ale brațelor cupei.
Secțiunea paletei în articulația A fiind redată în Fig. 3.15(b) putem scrie relația:
𝜎𝑎𝑠=𝑀𝑖𝑚𝑎𝑥
2𝑊𝑧
unde , pe baza Fig. 3.15 a): 𝑀𝑖𝑚𝑎𝑥=𝐹ℎ∗𝑙1
iar 𝑊𝑧=𝐼𝑧1−𝐼𝑧2
ℎ𝐴
2=𝑏𝐴ℎ𝐴2
6−𝑏𝐴𝑑𝐴3
6ℎ𝐴
Relația (3.80) a ținut cont de cele două brațe ale paletei ( Fig. 3.11).
Pe baza relațiilor (3.79),(3.78) și (3.80) se determină înălțimea hA a paletei în zona
articulației A. În scrierea rel ației (3.80) s-a ținut cont de cele două brațe ale cupei.
În reazemul B forța R B solicită braț ele și la forfecare, deci se pot scrie relațiile, având în
vedere cele patru secțiuni de forfecare: 𝜏𝑎𝑠=𝑅𝐵
4𝑏𝐵ℎ𝐵
2
Din relația (3.81) rezultă hB : ℎ𝐵=𝑅𝐵
2𝜏𝑎𝑠𝑏𝐵
În cazul turbinei cu un injector, forța hidrodinamică Fh se reduce în axul arborelui turbinei
la torsorul: 𝜏{𝐹ℎ̅̅̅
𝑀𝑡=𝐹ℎ𝐷
2
Acest fapt conduce la solicitarea arborelui turbinei atât la torsiune cât și la încovoiere,
ducând deci, la un diametru mărit al arborelui turbinei Pelton.
Pe de altă parte forța hidraulică Fn este preluată de lagărele de alunecare ale turbinei. În
acest fel avem o putere pierdută în lagăre dată de relația:
𝑃𝑚𝑙=𝜇𝐹ℎ𝑑𝑓
2𝜔
𝑀𝑓=𝜇𝐹𝑓𝑑𝑓
2
unde: 𝜇- coeficientul de frecare;
𝑑𝑓-diametrul arborelui în lagăr (diametrul fusului) (3.76)
(3.77)
(3.79) (3.78)
(3.80)
(3.81)
(3.82)
(3.83)

59
În cazul din Figură 3.17 b), cele două forțe hidrodinemice formează un cuplu. Deci
torsorul de reducere al lor în axa arborelui este momentul de torsiune Mt.Avantajul turbinei cu
două injectoare (sau cu patru sau șas e) este obținerea unui diametru de arbore mai mic pentru
aceeași putere și turaje pe de o parte, iar pe de altă parte este anularea pierderilor prin frecare
în lagăre datorită anulării reacțiunilor( sunt neglijate reacțiunile datorate greutății rotorului),
prin urmare o să existe o creștere a randamentului mecanic al turbinei.
Arborele turbinei pentru un injector se dimensionează pe baza relațiilor:
𝜎𝑎=𝑀𝑒
𝑊𝑧
unde: 𝑊𝑧-modulul de rezistență axial al arborelui;
𝑊𝑧=𝜋𝑑𝑎13
32;
𝑀𝑒-momentul echivalent;
𝑀𝑒=√𝑀𝑖𝑚2+(𝛼𝑀𝑖)2.
Relația de dimensionare a arborelui turbinei pentru situațiile în care avem două injectoare
este:𝜏𝑎𝑡=𝑀𝑡
𝑊𝑝
Unde Wp –modul de rezistență polar al arborelui;
𝑊𝑝=𝜋𝑑𝑎23
16
Din relațiile (3.82),(3.83) și (3.84) rezultă: 𝑑𝑎1=√32𝑀𝑒
𝜋𝜎𝑒𝑖3
Din relațiile (3.85) și (3.86) rezultă 𝑑𝑎2=√16𝑀𝑡
𝜋𝜏𝑎𝑡3 (3.84)
(3.85)
(3.86)
(3.87)
(3.88)
(3.89)
Figură 3.17 Arborele turbinei Pelton
a)cu un singur injector
b)cu două injectoare

60
Cu ajutorul relațiilor (3.88) și (3.89) se scoate în evidență avantajul turbinei cu două
injectoare din punctul de vedere al diametrului arborelui turbinei: 𝑑𝑎2<𝑑𝑎1
Randamentul mecanic este dat de relația:
𝜂𝑚=1−𝑃𝑚
𝑃𝑎−𝑃𝑄−𝑃ℎ
Rezultă că modalitatea de a crește randamentul mecanic este acela de reducere a puterii
pierdute în lagăre, putere ce se poate reduce prin diminuarea reacțiunilor în lagăre și prin
diminuarea diametrelor fusurilor arborilor.
Deoarece 𝐹ℎ𝑑𝑓1>𝐺2𝑑𝑓2 rezută 𝜂𝑚2>𝜂𝑚1. Prin urmare s -a realizat o creștere importantă
a randamentului mecanic.
Nu este recomandată realizarea unei turbine cu 2 injectoare, ca în Fig. 3.18 Deoacere cele 2
forțe hidrodinamice 𝐹ℎ se reduc pe axa arborelui la un torsor: 𝜏{𝑅̅=𝐹ℎ1̅̅̅̅+𝐹ℎ2̅̅̅̅
𝑀𝑡=2𝐹ℎ𝐷
2
Torsorul 𝜏 creează solicitarea ar borelui la torsiune și încovoiere, precum și diminuarea
randamentului mecanic.
𝐹ℎ1̅̅̅̅=𝐹ℎ2̅̅̅̅=𝐹ℎ̅̅̅
Modulul forței rezultante creată de cele două injectoare este:
𝑅=√𝐹ℎ12+𝐹ℎ22+2𝐹ℎ1𝐹ℎ2cos𝛼

(3.90)
Fig. 3.18. Turbină Pelton cu două injectoare incorect așezate, pentru că
dezvoltă pe arbore o reacțiune „R”

61
4. Schema bloc a instalației de obținere a energiei electrice din energia
valurilor

Toate instalațiile au fost studiate fiind alcătuite după schema bloc din Fig. 4.1 . După cum
rezultă din figură o instalație este formată din „n” sisteme de pompare (1) conectate în paralel
la o conductă de aducțiune (2) cu debitul „Q”.
Conductele de aducțiune(2) alimentează cu debitul „Q” de fluid (ulei) sub o suprapresiune
Δ𝑝 agregatul (3) ce transformă energia hidraulică în energie electrică.
Generatorul electric al agregatului este antrenat fie de un hidromotor, fie de o turbină, ca re
de obicei este o turbină Pelton.
Numărul „n” de sisteme de pompare se recomandă a fi ales pe domeniul 100<𝑛<
1000 . Dacă un sistem de pompare are debitul 𝑄𝑠 atunci debitul instalației este 𝑄=𝑛∗𝑄𝑠.
Se alege pentru suprapresiunea dată de sistem ∆𝑝=200÷400 bar. Puterea dată de
instalație este: 𝑃=𝜂∗∆𝑝∗𝑄
Unde: 𝜂-randamentul instalației;

(4.1)
5
Fig. 4.1 Instalatie de conversie a energiei hidraulice

62
4.1. Schemele instalațiilor de obținere a energiei electrice din energia valurilor
4.1.1. Schemele de instalații de obținere a energiei electrice din energia valurilor
dotate cu mecanisme de pompare – sunt redate in Fig. 4.2, Fig. 4.3, Fig. 4.4

1 Sistem de pompare M.P.H.1.0 –––––––––––––––––––– n
2 Conductă de aducțiune M.P.H.2.0 ––––––––––––––––––– 1
3 Agregat hidromotor generator electric M.P.H.3.0 –––––––––––– –1
4 Sistem de colectare ulei M.P.H.4.0 ––––––––––––––––––– 1

1 Sistem de pompare cu pompă radială M.P.H.1.0 –––- ––––––––––- n
2 Conductă de aducțiune M.P.H.2.0 –––––––––––––––––––- 1
Fig. 4.2. Schema cinematică a instalației de obtinere a energiei
valurilor M.P.H.0 (mecanism de pompare hidraulic)
Fig. 4.3.Schema cinematică a instalației de obținere a energiei electrice din energia
valurilor M.P.H.I.0

63
3 Agregat hidromotor generator electric M.P.H.3.0 –––––––––––––- 1
4 Sistem de colectare ulei M.P.H.4.0 –––––––––––––––––––- 1

1 Sistem de pompare M.P.H.C.I.1.0 –––––––––––––––––––- n
2 Conductă de aducțiune M.P.H.C.I.2.0 –––––––––––––––––– 1
3 Agregat hidromotor generator electric M.P.H.C.I.3.0 –––––––––––– 1
4 Sistem de colectare ulei M.P.H.C.I.4.0 ––––––––––––––– –––- 1

Fig. 4.4. Schema cinematică a instalației de obținere a energiei electrice din
energia valurilor M.P.H.C.I.0( mecanism de pompare hidraulic dotat cu
cilindru hidraulic)

64
4.1.2. Scheme de instalații de obținere a energiei electrice din energia valurilor dotate
cu mecanisme de tr ansformare – sunt redate î n Fig. 4.5, Fig. 4.6

1. Sistem de pompare M. T. H.1.0… …………………….. ……………….. ……………..…. n
2. Conductă de aducțiune M. T. H.2.0…………………… ………….. ………………………1
3. Agregat hidromotor -generator electric M.T.H.3.0…………………….. ………….. …….1
4. Conductă de legatură M. T. H.4.0……….. …………… …………. …………………..…. n
5. Conducta I de ieșire hidromotor M. T. H. 5.0……………… …………………………1
6. Conducta II de ieșire hidromotor M. T. H. 6.0…………… …………… …………..….1

Fig. 4.5 Schema cinematică a instalației de obținere a energiei electrice din energia
valurilor M.T.H.0 (mecanism de transformare hidraulic)
Fig. 4.6 Schema cinematică a instalației de obținere a energiei electrice din
energia valurilor M.T.H.C.0 (mecanism de transformare dotat cu cilindru
hidraulic)

65

1 Sistem de pompare cu pompă radială M.T.H.C.1.0 …………………. …………………….. n
2 Conductă de aducțiune M.T.H.C.2.0 ……………………………………………….1
3 Agregat hidromotor generator M.T.H.C.3.0…………………………………………………….1
4 Sistem de colectare ulei M.T.H.C.4.0 …………………………………………………………….1

4.1.3. Scheme de instalații dotate cu pompe speciale – sunt redate in Fig. 4.7, Fig. 4.8,
Fig. 4.9, Fig. 4.10

1 Sistem de pompare cu pompă radială P.O.H.1.0 –––––- –––––––––– –n
2 Conductă de aducțiune P.O.H.2.0 –––––––––– ––––––––––- ––- 1
3 Hidromotor generator P.O.H.3.0 –––––––––– ––––––––––- ––– 1
4 Sistem de colectare ulei P.O.H.4.0 ––––––––– ––––––––––- ––– 1
Fig. 4.7. Schema cinematica a instalației de obținere a energiei electrice din
energia valurilor P.O.H.O.

66

1 Sistem de pompare cu pompă radială P.O.H.C.1.0 –––––––––––––––– n
2 Conductă de aducțiune P.O.H.C.2.0 –––––––––––––––––––––– 1
3 Hidromotor generator P.O.H.C.3.0 –––––––––––––––––––––– 1
4 Sistem de colectare ulei P.O.H.C.4.0 –––––––––––––––––––––- 1
1 Sistem de pompare P.O.H.R.1.0 ––––––––––––– ––––––––––- n
2 Conductă de aducțiune P.O.H.R.2.0 –––––––––––––––––––––– 1
3 Hidromotor generator P.O.H.R.3.0 –––––––––––– ––––––––––- 1
4 Sistem de colectare ulei P.O.H.R.4.0 –––––––––––––––––––––- 1

Fig. 4.8 Schema cinematică a instalației de obținerea energiei electrice
din energia valurilor P.O.H.C.0
Fig. 4.9 Schema instalației de obținere a energiei elecrice din energia valurilor
P.O.H.R.0

67

1 Sistem de pompare P.O.H.R.C.1.0 –––––––––––– ––––––––––- n
2 Conductă de aducțiune P.O.H.R.C.2.0 ––––––––––––––––––––– 1
3 Agregat hidromotor -generator electric P.O.H.R.C.3.0 –––– ––––––––––– -1
4 Sistem de colectare ulei P.O.H.R.C.4.0 ––––––––––––- ––––––––- 1

4.2. Scheme de instalații dotate cu mecanisme de multiplicare

Fig. 4.10. Instalație de obținere a energiei electrice din energia valurilor P.O.H.R.C.0
Pompa oscilantă hidraulica dotată cu distribuitor si cilindru)
Fig. 4.11. Instalație de obținere a energiei electrice din enerrgia valurilor
M.M.H.0 (mecanism de multiplicare hidraulic)

68

Fig. 4.12. Instalație de obținerea a energiei electrice din energia valurilor M.M.H.C.0

69
5. Schemele cinematice ale mecanismelor de acționare ale pompelor de pe
instalațiile de obținere a energiei electrice din energia valurilor
5.1. Schemele cinematice ale mecanismelor de acționare a pompelor clasice cu
piston – sunt redate in figurile Fig. 5.1 șiFig. 5.2

Fig. 5.1. Mecanism de pompare pentru sistemul de pompare cu o singură pompă
clasică pe pârghia flotorului M.P.1.0
Fig. 5.2. Mecanism de pompare pentru sistemul de pompare cu două
pompe clasice pe aceeași pârghie a flotorului M.P.2.0
Fig. 5.3. Forțele ce sunt aplicate asupra flotorului

70
Dimensiunarea flotorului având următoarele date de proiectare:
– Volumul flotorului 𝑉=5𝑚3;
– Raza flotorului 𝑅=0,8𝑚;
– Lungimea pârghiei 𝐿=3𝑚;
– Lățimea flototului 𝑙=0,3𝑚;
– Înălțimea valului ℎ𝑣=1,5𝑚;
– Grosimea pistonului 𝛿𝑝=45𝑚𝑚;
– Numărul de instalații 𝑛=100
– Suprapresiunea ∆𝑝=25 𝑎𝑡𝑚≈25∗105𝑁
𝑚2
|𝐹31̅̅̅̅|=|𝐹13̅̅̅̅|
𝑃=𝜂𝜌𝑔𝐻𝑄=𝜂Δ𝑝𝑄
Δ𝑝=𝑝−𝑝0=𝜌𝑔𝐻
unde:𝜂- randementul instalației;
𝑄-debitul instalației;
Δ𝑝-suprapresiunea;
𝐹𝐴-forța arhimedică.
𝐹𝐴=𝜌𝐻2𝑂𝑔𝑉
𝐹𝐴=103𝑘𝑔
𝑚3∗9,81𝑚
𝑠2∗5 𝑚3→𝐹𝐴=49,05∗103𝑁
∑𝐹=0
𝐹𝐴−𝐺=𝐹→𝐺=𝐹𝐴
2→𝐺=24,525∗103 𝑁
𝑉=𝜋𝑅2𝐿𝑓→𝐿𝑓=𝑉
𝜋𝑅2→𝐿𝑓=2,48𝑚
unde: 𝐿𝑓-lungimea flotorului
Condițiile de echilibru ale unuicorp rigid {∑𝑀0=0
∑𝐹𝑦=0
∑𝑀0=0→𝐹𝐿−𝐹31𝑙−𝐹13𝑙=0
𝐹31=𝐹𝐿
2𝑙→𝐹31=105𝑁
∑𝐹𝑦=0→𝐹−𝐹31+𝐹13−𝑅0=0→𝐹=𝑅0=105𝑁
unde: 𝑅0-reacțiunea din articulație

71
Din Fig. 5.2→{∆𝑝=30∗105𝑁
𝑚2=𝐹13
𝐴𝑐
𝐴𝑐=𝜋
4 𝐷𝑐2→∆𝑝𝐴𝑐=𝐹13
𝐹13−∆𝑝𝜋
4𝐷𝑐2=0
𝐹13=∆𝑝𝜋
4 𝐷𝑐2
𝐷𝑐2=𝐹13
∆𝑝𝜋
4→𝐷𝑐=√𝐹13
∆𝑝𝜋
4→𝐷𝑐=√105
25∗105𝜋
4→𝐷𝑐=√4
25𝜋→𝐷𝑐=0,22 𝑚
unde: 𝐷𝑐-diametrul cilind rului, în m.
∆𝑂𝐴′𝐴"~∆𝐵′𝐵𝑂→sin𝛼=ℎ𝑣
𝐿
𝑂𝐴"=L cosπ
6→OA"=3𝑚∙√3
2→𝑂𝐴"=2,59 𝑚
𝑥
ℎ𝑣=𝐿
𝑂𝐴′→𝑥=𝐿ℎ𝑣
𝑂𝐴′=0.11𝑚
ℎ𝑐=𝛿𝑝+2𝑥+Δ𝑙
Δ𝑙=5𝑚𝑚=0.005𝑚}→ℎ𝑐=0.05𝑚+2∗0.11𝑚+0.005→ℎ𝑐=0.275𝑚
→ ℎ𝑐=275𝑚𝑚
Unde:∆𝑙-spațiu de siguranță, în m;
ℎ𝑐-înălțimea cilindrului, în m.
𝑀=3𝑛−2𝐶5−𝐶4=9−8=1
𝑛=3;𝐶4=0
𝐶5=
{ (0,1)−𝑐𝑢𝑝𝑙ă 𝑐𝑖𝑛𝑒𝑚𝑎𝑡𝑖𝑐 ă 𝑑𝑒 𝑟𝑜𝑡𝑎ț𝑖𝑒
(1,2)−𝑐𝑢𝑝𝑙ă 𝑐𝑖𝑛𝑒𝑚𝑎𝑡𝑖𝑐 ă 𝑑𝑒 𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠𝑙𝑎ț𝑖𝑒
(2,3)−𝑐𝑢𝑝𝑙ă 𝑐𝑖𝑛𝑒𝑚𝑎𝑡𝑖𝑐 ă 𝑑𝑒 𝑟𝑜𝑡𝑎ț𝑖𝑒
(3,0)−𝑐𝑢𝑝𝑙ă 𝑐𝑖𝑛𝑒𝑚𝑎𝑡𝑖𝑐 ă 𝑑𝑒 𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠𝑙𝑎ț𝑖𝑒
Alegând pentru bolț 𝜏𝑎𝑓=400𝑑𝑎𝑁
𝑐𝑚2⁄
𝐴=20000𝑁
2∙4000𝑁
𝑐𝑚2 ⁄=20
8𝑐𝑚2≃4.5𝑐𝑚2

Din Fig. 5.3, rezulta: 𝑀𝑖𝑚𝑎𝑥=20000𝑁∙2.7=54000𝑁∙𝑚
𝜎ai=𝑀𝑖𝑚𝑎𝑥
𝑊𝑧max;

72
𝑊𝑧=36000𝑁∙100𝑐𝑚
10000𝑁
𝑐𝑚2=360𝑐𝑚3
Pentru secțiune dreptungh iulară aleasă o parghie , modulul de rezistență axial al secțiuni
este:𝑊𝑧=𝑏ℎ2
6

5.2. Schema cinematică a mecanismului de transformare

1.Roată dințată… ……………… …………………………………….. ……………. 1
2.Roată dințată……………. …………… ……………. ………………………. ……4
3.Roată dințată .. ……….. …………… …………………………………….. ……..2
4.Roată dințată……… ………. …………………………………….. ……………… 2
5.Roată dințată… …………… …………………………………….. ………………. 1
6.Roată dințată… ……….. …………………………………….. ………………….. 2
7.Roată dințată…… …….. …………………………………….. ………………….. 1
8.Cuplaje unisens ……….. ………………………………….. ……………………. 4
9.Arbore II………. …………. …………………………………… …………………. 2
10.Arbore III …. ……….. ……………………………………… ………………… .2
11. Arbore IV….. ………….. …………………………………………………. ……2
12.Arbore V…….. …………………………………………………….. ………… ….1
Mecanismul de transformare M.T.H.C.1.2.0 din Fig. 5.4, are rolul de a transforma
mișcarea de oscilație a flotorului care este montat pe arborele roții I, într -o mișcare de rotație
continuă a arborelui de ieșire poziția 12, care antrenează pompa cu pistonașe M.T.H.C.1.3.0 .
Pentru a putea obține această transformare, pe arborii 9 și 10 sunt montate cuplajele
unisens 8. Montarea acestor cuplaje se face astfel încât dacă mișcarea se face în sensul acelor
de ceasornic mișcarea să se transmit prin arbo rele 9, și arborele 10 rămâne fix deoarece
cupla jul de pe el merge in gol. Când flotorul se mișcă în sens invers acelor de ceasornic,
arborele 10 transmite mișcarea iar arborele 9 rămâne fix. Pentru a obține mișcarea la arborele
12 în același sens se monte ază pe arborele 11 o roată dințată, poz.3, ce are rolul doar de a
schimba sensul mișcării de la arborele 10 la arborele 11 .
După cum se observă în Fig. 5.6, prin construcție acest mecanism poate multiplica
mișcarea cu raportul de multiplicare: 𝑖𝑡=𝑖12∗𝑖45 ,
când mișcarea se transmite prin arborele 9. Când mișcarea se transmite prin arborele 11
raportul de transmitere este: 𝑖𝑡,=𝑖12∗𝑖23∗𝑖67. (5.1)
(5.2)

73

Alegem constructiv 𝑖23=𝑧2
𝑧3=1 , 𝑖45=𝑖67
În funcție de numărul de dinți ai roților relația (5.4) devine: 𝑧4
𝑧5=𝑧6
𝑧7
Alegând 𝑖12=𝑖45=𝑖67=11 se obține 𝑖𝑡=𝑖𝑡,=112
Pentru 𝜑1=𝜋/6 , rezultă
𝑖𝑡=𝑖12∗𝑖45=𝜔2
𝜔1∗𝜔5
𝜔2=𝜑2
𝜑1∗𝜑5
𝜑2=𝑧1
𝑧2∗𝑧4
𝑧5=𝜑5
𝜑1=121
𝜑5=121𝜋
6

Fig. 5.4 Mecanism de transformare M.T.H.C.1.2.0 (5.3) (5.4)
(5.5)
(5.6)
(5.7)
(5.8)

74
În figura Fig. 5.5, se reprezintă flotorul în mișcarea de oscilație cu ±𝛼, produsă de valurile
mării. Dacă perioada mișcării este de T=4s, atunci unghiul 𝜑1, se realizează într -un timp de
t=1s. Deci : 𝜔1=𝜑1
𝑡=𝜋
6 𝑠−1
𝜔5=𝜑5
𝑡=121𝜋
6 𝑠−1=𝜋𝑛𝑝
30
𝑛𝑝=30∗121
6=605 𝑟𝑜𝑡/𝑠
Pentru a diminua diametrele roților, se montează pe roata din poziția 1 patru roți poziția 2.
Deci rezultă 2 arbori în poziția 9 montați la 180o și alți 2 arbori în poziția 10, montați de
asemenea la 180o.
𝜑1=𝜋
6
𝜑2=64∙𝜋
6

𝑖13=𝜔𝑝
𝜔1=𝜑𝑝
𝜑1=𝜑2
𝜑1
𝑖12=𝜔2
𝜔1=𝑅1
𝑅2
𝜔2=𝑅1
𝑅2∙𝜔1
𝑉1=𝑅1∙𝜔1
𝑉2=𝑅1∙𝜔2
𝜔1𝑅1=𝜔2𝑅2
𝑖13=𝑖12∙𝑖13=𝑅1
𝑅2𝑐∙𝑅2"
𝑅3=64
𝑝𝑥=𝜂∙𝑄𝑥∙∆𝑝
𝑝𝑥=4∙10−2𝑀𝑊
𝑄𝑥=𝑛𝑝∙𝑞=𝜔𝑝
2𝜋∙𝑞
Fig. 5.6 Flotor în mișcarea de oscilație
Fig. 5.5 Mișcarea valului
(5.9)
(5.10)

75
𝜔𝑝=2𝜋∙𝑛𝑝
unde:𝑞-volumul pompei de rotație;
𝜔𝑝-turația pompei.
Alegând ∆𝑝=200∙105𝑁
𝑚2
𝜂=0,8
𝐿𝑓=𝑀𝑓𝜑
Unde:𝐿𝑓-lucrul mecanic al flotorului
𝑀𝑓-momentul la flotor
4∗10−2∗106𝑁∗𝑚
𝑠=𝑀𝑓𝜋
6
𝑃𝑓=𝐿𝑓
1𝑠
𝑀𝑓=𝐹𝑓𝐿𝑓𝑙
𝑀𝑓=4∗104∗6
𝜋 𝑁𝑚=7,64∗104𝑁𝑚
Dacă 𝐿𝑓𝑙=3𝑚;
𝐹𝑓=𝐺=2,54∗104𝑁
𝐹𝐴=𝜌𝐻2𝑂∗𝑔∗𝑉→𝐹𝐴=103𝑘𝑔
𝑚3∗9.81𝑚
𝑠2∗𝑉→𝑉=5,08∙104 𝑁
9,81∗103𝑁
𝑚3
𝐹𝐴=2𝐹𝑡→𝑉=5.17𝑚3
𝜂=𝑃𝑢
𝑃𝑐
unde: 𝑃𝑢-puterea utilă;
𝑃𝑐-puterea consumată.
𝜑1=𝜋
6
𝜑𝑝=64𝜋
6}→𝑖13=𝜔𝑝
𝜔1=𝜑𝑝
𝜑1=2𝜋𝑛𝑝
2𝜋𝑛1=2𝜋𝑛𝑝
2𝜋∙2𝜋
12=𝑛𝑝
2𝜋
12
𝜔𝑝=64𝜋
6≈11𝜋=34,54𝑠−1
4∗10−2∗106(𝑁∙𝑚)
𝑠=0.8∗20∗106𝑁
𝑚2∗64𝜋
6
2𝜋∗𝑞
𝑞=4∙104
0.8∙20∙106∙64𝜋
6∙1
2𝜋→𝑞=4∙104
0.8∙20∙106∙32
6→𝑞=4∙104
16∙106∙5.3→𝑞=4∙104
85,3∙106
→𝑞=0.00046904 𝑚3→𝑞=469,04 𝑐𝑚3
𝑊𝑝=𝜑𝑝
𝑡=64𝜋
6
1𝑠

76
𝑃=𝑁∙𝑝∗=100∙4∙10−2=4𝑀𝑊
N=100 𝑞=469,04 𝑐𝑚3
𝑄=𝑛𝑝∙𝑞=2𝜋∙𝜔𝑝∙𝑞=2𝜋∙64∙𝜋
6∙469,04=100380𝑐𝑚3
𝑠
𝑄=𝑁∙𝑄∗=100∙100380𝑐𝑚3
𝑠=10,038𝑚3
𝑠
𝜏𝑎𝑡=𝑀𝑓
𝑊𝑝=𝑀𝑓
𝜋𝑑13
16→400=7,64∙104
𝜋
16∙𝑑13→𝑑1=√16∗7,64∙104∗10−1∗102𝑑𝑎𝑁𝑐𝑚
𝜋∙400 𝑑𝑎𝑁/𝑐𝑚23
→𝑑1
=√16∗7,64∙103
12,5663
→𝑑1≈21,35𝑐𝑚
Cele două roți dințate: 𝛼=𝜋
6
𝑅12-forță radială
𝐹𝑡1−𝑓𝑜𝑟ță tangențială
∑𝑀1=0→𝑀𝑓=−𝐹𝑡1∙𝑅1=0→𝐹𝑡1=𝑀𝑓
𝑅1
→pe baza acesteia se determină modulul roților dințate
{∑𝐹𝑦=0
∑𝑀0=0→𝐹∙𝐿−𝐹31∙𝑙=0→𝐹31=𝐹∙𝐿
𝑙
𝐹31=20000∙10𝑁=2∙105𝑁
𝑅=18∙104 𝑁
𝑀𝑚𝑎𝑥=𝐹∙(𝐿−𝑙)→𝑀𝑚𝑎𝑥=2000 𝑑𝑎𝑁∙180 𝑐𝑚
𝑆0𝑀0(𝑠𝑜𝑙𝑖𝑐𝑖𝑡𝑎𝑟𝑖 ){𝑖𝑖−𝑖𝑛𝑡𝑖𝑛𝑑𝑒𝑟𝑒
𝑓𝑖−𝑓𝑜𝑟𝑓𝑒𝑐𝑎𝑟𝑒
{𝑡𝑖−𝑡𝑜𝑟𝑠𝑖𝑢𝑛𝑒
𝑖𝑐−𝑖𝑛𝑐𝑜𝑣𝑜𝑖𝑒𝑟𝑒
𝜎𝑎𝑖𝑛𝑐𝑜𝑣𝑜𝑖𝑒𝑟𝑒 =𝑀𝑖𝑚𝑎𝑥
𝑊𝑎𝑥𝑖𝑎𝑙(𝑧)
𝐼𝑧=∫𝑦2 𝑑𝐴=ℎ
2
−ℎ
2∫𝑦2 𝑑𝑦=𝑏∙𝑦3
2|
−ℎ
2ℎ
2=𝑏
3∙(ℎ3
8+ℎ3
8)=𝑏
3∙2ℎ3
8ℎ
2
−ℎ
2
𝑑𝐴=𝑏𝑑𝑦
𝑊𝑧=𝑏ℎ2
6 𝑦𝑚𝑎𝑥=ℎ
2
𝜎𝑎𝑖=1000𝑑𝑎𝑁
𝑐𝑚2→1000𝑑𝑎𝑁
𝑐𝑚2=2∙18∙104 𝑑𝑎𝑁∙𝑐𝑚
8∙ℎ2
6

77
8ℎ2
6=20∙18
ℎ2=6∙20∙18
8=√30∙9=√270=16.43
𝜏𝑎𝑓=𝑅0
𝐴𝑓=𝑅0
2𝜋∙𝑑12
4
𝜏𝑎𝑓=400𝑑𝑎𝑁
𝑐𝑚2
𝑑12=18∙104∙4
400∙2𝜋=18∙102
2𝜋→𝑑1=√1800
6.28=16,92 𝑐𝑚
𝜎𝑎𝑠=𝑅0
2
𝑆𝑠=𝑅0
2
𝑏1∙𝑑1→𝑏1=𝑅0
2
𝜎𝑎𝑠∙𝑑1
Unde :𝜎𝑎𝑠-admisibil la strivire
𝑆𝑠-secțiunea de strivire.
Calculul dimensiunii flotorului:
𝑉=5𝑚3 𝑅=0.8𝑚 𝑉=𝜋𝑅2∙𝐿𝑓
𝐿𝑓=5 𝑚3
𝜋∙0.64 𝑚2=2,48𝑚
G=F=20000N
ℎ𝑓−ℎ𝑓𝑙𝑜𝑡𝑜𝑟 𝜌𝑚𝑎𝑡=7.8∙103𝑘𝑔
𝑚3
𝐺=𝑚∙𝑔=𝜌∙𝑉𝑚∙𝑔
𝑉𝑚=𝐺
𝜌∙𝑔=20000
7.8∙103∙9.81=0.26 𝑚3
𝑉𝑚=𝑉𝑒𝑥𝑡−𝑉𝑖𝑛𝑡 𝑁𝑜𝑡𝑎𝑚 ℎ𝑓=𝑡
𝑉𝑚=𝜋𝑅2−𝐿𝑓=𝜋(𝑅−ℎ𝑓)∙𝐿𝑓 𝑡2−2𝑅𝑡−𝑉𝑚
𝜋𝐿𝑓=0
𝑉𝑚=(2𝜋∙𝑅∙ℎ𝑓−𝜋ℎ𝑓2)∙𝐿𝑓 ℎ𝑓=𝑅−√𝑅2−𝑉𝑚
𝜋𝐿𝑓
ℎ𝑓2∙2𝑅ℎ𝑓±𝑉𝑚
𝜋𝐿𝑓=0 ℎ𝑓=0.8±√0.8−0.26
3.14∙2.48=0.8±√0.64−0.26
8.0384
ℎ1=0.8±√0.64−0.03

78
5.3. Sisteme de pompare
5.3.1. Sisteme de pompare cu pompe clasice
Pistoanele pompelor clasice primesc mișcarea d e la pârghiile flotoarelor prin intermediul
mecanismelor de pompare ( Fig. 5.2). La aceste sisteme de pompare, pârghiile flotoarelor sunt
articulate la elementul de bază printr -un bolț de articulație ( articulația O din Fig. 6.1,Fig. 6.2)

5.3.1. Sisteme de pompare cu pompe cu pistoane radiale și pompe cu pistoane axiale și
mecanisme de transformare
La aceste sisteme de pompare pârghiile flotoarelor sunt fixate pe arborele de intrare al
mecanismului de transformare (prin pene ori caneluri) – Fig. 5.3. În Fig. 5.7,Fig. 5.8,Error!
Reference source not found. sunt redate schemele instalatiilor dota te cu mecanisme de
Fig. 5.7 Sistem de pompare M. T. H.1.0
Fig. 5.8 Sistem de pompare cu pompa radiala M.T.H.C.1.0

79
transformare.

1.Flotor asamblat M.T. H.1.1.0…………………… ……………… …1
2.Mecanism de transformare M.T. H.1.2.0……………………… 1
3.Pompă cu pistonașe axiale M.T.H. 1.3.0………………… ………….. 1
4.Conductă de aspirație M.T.H. 1.4.0………………. ………. ……… ….1
5.Conductă de refulare M.T.H. 1.5.0………………… …….. ……. 1
5.3.2. Rezistența la înaintare
Noțiuni generale
După legile generale ale dinamicii, nu există diferență între mișcarea unui curent de fluid
de viteză uniformă, v, în jurul unui corp imobil și între mișcarea acestui corp cu viteza v într-
un fluid în repaus. Din acest motiv, toate problemele se tratează l a fel, considerând sistemul
de referință legat de corpul imobil, într -un mediu fluid în mișcare.
Fie un corp complet imersat într -un curent de fluid uniform, a cărui viteză constantă în
amonte de obstacol . Acțiunea fluidului asupra corpului se reduce la o forță rezultantă și un
cuplu. Forța se poat e descompune după două direcții : una perpendiculară pe direcția
curentului, numită forță portantă , și una paralelă cu direcția curentului, numită rezistență .

Cele două forțe se pot exprima conform relației re zistenței la înaintare stabilită de Newton,
sub forma :
𝑃=𝐶𝑧𝜌
2𝑣∞2𝐴; ;
𝑅=𝐶𝑥𝜌
2𝑣∞2𝐴.
unde P și R sunt coeficienții de portanță, respectiv de rezistență, iar A este aria maximă a
suprafeței, obținută prin proiecția cilindrică a corpului pe un plan perpendicular pe direcția
curentului. În mod similar se poate exprima momentul rezultant al forțelor aplic ate
obstacolului, luat față de un punct sau o axă, sub forma : 𝑀=𝐶𝑚𝜌
2𝑣∞2𝐴𝑙 ,
unde 𝐶𝑚 este coeficientul de moment si l o lungime caracteristică. Pentru fluide
incompresibil e și coeficienții , pentru un corp dat, depind de numărul Reyn olds.
Pentru un profil dat (funcționând într -o aripă de lungime infinită), variația coeficient ului de
portanță și rezistență î n funcție de unghiul de incidență i se poate vedea î n Error! Reference
source not found. . Se observă că portanța crește cu incidența până la un maximum, C z max,
care poate atinge valori cuprinse între 0,9 și 1,5, în funcție de geometria profilului. Aceste

80
valori maxime corespund unor ungh iuri de incidență de circa 10 -15̊. La incidențe mai mari se
produc desprinderi ale curentului de pe profil care duc la o scădere a portanței și o creștere a
rezistenței.
Pe Fig. 5.9 se remarcă incidența i0, numită incidența de portanță nulă, la care portanța
își schimbă sensul. Coeficientul de rezistență C x, are numai valor i pozitive, prezentând un
minim în zona incidențelor mici.
În Fig. 5.10 s-a reprezentat și curba C z/Cx = f(i), raportul C z/Cx reprezentând finețea
profilului. Maximul acestei curbe indică unghiul de incidență pentru care raportul de
portanță/rezistență este maxim.

Originea forțelor de rezistență
Se poate afirma că forța de rezistență este un efec t al vâscozității fluidului. Într -adevăr, la
curgerea unui fluid ideal în jurul unui corp, forța de rezistență este nulă. În cazul fluidelor
reale acțiunea de contact a fluidului pe un element de suprafață d S se poate descompune într -o
componentă normală (forța de presiune) și o componentă tangențială (forța de frecare).
Rezultanta forțelor de presiune după direcția lui dă rezistența de presiune . Rezultanta, după
aceeași direcție, a forțelor de frecare dă rezistența de frecare , . Rezistența totală este suma
celor două componente: 𝑅=𝑅𝑝+𝑅𝑓 .
Fig. 5.10 Rezistența la înaintare
Fig. 5.9 Acțioanarea fortelor aspura unui corp imersat în fluid

81
Rezistența de frecare se poate determina dacă se face o analiză a stratului l imită care
înconjoară obstacolul. Rezistența de presiune este mai greu de determinat. Dacă stratul limită
nu se desprinde de corp și are peste tot aceeași grosime, distribuția de presiuni se apropie de
cea din fluidul ideal. Dacă apare desprinderea stratul ui limită, forma curgerii în jurul corpului
este complet modificată și nu se mai poate determina distribuția de presiuni decât pe cale
experimentală.
Când un obstacol de lungime finită este introdus într -un curent nelimitat, apar la
extremități mișcări sec undare, care introduc o rezistență suplimentară numită rezistență
indusă . De asemenea, dacă un corp se deplasează la suprafața liberă a unui lichid el provoacă
un sistem care introduce o rezistență suplimentară numită rezistență de undă .

Rezistența sfere i
La curgerea unui fluid în jurul unei sfere, mișcarea este simetrică față de axa sferei paralelă
cu direcția curentului. Acțiunea fluidului asupra corpului se reduce la forța de rezistență.
Coeficientul de rezistență se exprimă prin: 𝐶𝑥=𝑅
𝜌
2𝑉∞2𝐴, unde 𝐴=𝜋𝐷2
4 . El variază cu numărul
Reynolds al sferei (𝑅𝑒𝐷=𝑉∞2𝐷
𝑣). Se prezintă câmpul hidrodinamic în jurul unei sfere la diferite
valori ale lui 𝑅𝑒𝐷. Considerând că numărul Reynolds este un raport al forțelor de inerție la
forțele de frecare, numărul Reynolds mic înseamnă forțe de frecare mari. Pentru 𝑅𝑒𝐷<1,
liniile de curent înconjoară sfera, câmpul hidrodinamic prezentând simetrie și față de un p lan
transversal. În acest domeniu este valabilă legea lui Stokes: 𝐶𝑥=24
𝑅𝑒𝐷 (sau 𝑅=2𝜋𝜇𝑣∞𝐷 ),
stabilită în ipoteza neglijării forțelor de inerție. Pe măsură ce 𝑅𝑒𝐷 crește, forțele de inerție
câștigă din importanță și obstacolul se î nconjoară cu un strat limită laminar. Pentru 𝑅𝑒𝐷=4,
acest strat limită se desprinde după un cerc în spatele sferei. În zona desprinsă se formează un
vârtej de forma unui tor, care se dezvoltă până când ocupă toată partea din spatele sferei. La
valori ale lui 𝑅𝑒𝐷 apropiate de 14, vârtejul se detașează și ia o formă elicoidală. În același
timp sfera este solicitată de o forță transversală , care se rotește în jurul lui. Pentru valori ale
lui 𝑅𝑒𝐷>100, în aval de sferă se formează o dâră care este o zonă foarte a gitată, unde viteza
și presiunea variază incoerent, iar coeficientul de rezistență, care a scăzut tot timpul, se
stabilește la o valoare 𝐶𝑥≅0.45. La valori ale numărului Reynolds cuprinse între 105 și 106
are loc trecerea de la stratul limită laminar la stratul limită turbulent, ceea ce influențează zona
de desprindere, care devine mult mai restrânsă. Coeficientul de rezistență 𝐶𝑥 scade destul de

82
rapid, atingând valori apropiate de 0,1, pentru a se stabili apoi la 𝐶𝑥=0.14 . S-a reprezentat
variația lu i 𝐶𝑥 cu numărul Reynolds. Valoarea critică a numărului Reynolds la care are loc
căderea curbei 𝐶𝑧(𝑅𝑒𝐷) depinde de gradul de prelucrare al obstacolului și de turbulența
curentului. Dacă turbulența este pronunțată, trecerea de la stratul limită lamin ar la cel
turbulent are loc la valori ale numărului Reynolds mai mici decât în cazul unui curent cu
turbulență redusă.
Observație : Efectul trecerii de la stratul limită laminar la cel turbulent s -a utilizat
pentru măsurarea gradului de turbulență al cure ntului. În acest scop se confecționează o sferă
cu pereții foarte bine prelucrați, având un diametru d=22cm , fixată pe un suport montat în
axa sfere i, în partea opusă curentului.
Tabel 5.1 Gradul de turbulență al curentului
Se ridica curba 𝐶𝑧(𝑅𝑒𝐷). Se considera după Dryden că numărul Reynolds critic al sferei
este acela pentru care 𝐶𝑧=0.3. Relația între 𝑅𝑒𝐷 critic și gradul de turbulență al curentului este
dată în tabelul Tabel 5.1. Deoarece există o legătură între presiunea din dâră (măsurată într -un
punct pe sferă foarte apropiat de suportul de susținere) și numărul Reynolds, se poate
considera că este acela pentru care coeficientul de presiune 𝐶𝑝=𝑝−𝑝𝑧
𝑝
2𝐷𝑧2 ia valoarea zero (dupa
Hoerner ) sau 𝐶𝑝=−0.22 (după Platt).
Curbele 𝐶𝑝=∫(𝑅𝑒𝐷) pentru un c urent cu turbulență pronunțată (curba plină) și pentru
un curent cu grad de turbulență redus (curba întreruptă).
Rezistența unui cilindru circular si a altor obstacole .
Acțiunea curentului asupra unui corp cilindric de diametrul D, cu axa cilindrului norm ală
la direcția curentului se reduce, ca și în cazul sferei, la o forță de rezistență cu numărul
Reynolds se face după o curbă foarte asemănătoare cu cea din Error! Reference source not
found. , care pune în evidență domeniul de trecere de la strat ul limită laminar la turbulent.
Dacă cilindrul este de lungime finită, rezistența la înaintare scade comparativ cu a cilindrului
de lung ime infinită, pentru valori mijlocii ale numărului Reynolds . Acest lucru se explică
prin aceea că presiunea medie din dâră fiind mult mai inferioară a celei din amonte, există
treceri ale fluidului pe la capetele cilindrului. Acest fenomen este cunoscut sub denumirea de 100√𝑣𝜀
𝑣𝑐𝑟𝑖𝑡 0.5 1.0 1.2 1.6 2.3
10−5𝑅𝑒𝐷𝑐𝑟𝑖𝑡 2.7 2.3 2.0 1.6 1.3

83
ventilarea dârei și este cu atât mai intens cu cât cilindrul este mai scurt. Pentru eliminarea
acestui fenomen se plasează cilindrul între doi pereți plani paraleli.
Fenomele prezentate în cazul sferei și al cilindrului sunt similare pent ru orice obstacole de tip
sferă sau cilindru (mișcare tridimensională sau bidimensională).

5.3.3. Funcționarea sistemului de pompare M.T.H.1.0
Modul de calcul al acestui sistem de pompare este similar cu cel al sistemului
M.T.H.C.1.0. În acest caz lungimea flotorului ramâne constantă L f = L m și debitul Q 2 este nul,
datorită lipsei cilindrului hidraulic pe flotor.
Lucrul mecanic dezvoltat de cele două forțe este :
𝑑𝐿 = 𝑀𝑑𝛼 = 𝐿𝑓 (𝐹1𝑐𝑜𝑠𝛼 + 𝐹2𝑠𝑖𝑛𝛼) 𝑑𝛼
F1 = 24,525∙103 N
F2 = 2,76 ∙ 10 4 N
Integrând relația de mai sus se obține în acest caz :

84
𝐿=𝐿𝑓∙𝐹1∙∫𝑐𝑜𝑠𝛼𝑑𝛼𝜋
4
0+∫𝑠𝑖𝑛𝛼𝑑𝛼𝜋
4
0=[24,525∙2√2
2−2∙2.76∙10(√2
2−1)]∙
103𝑁∙𝑚=50,85∙103𝑁∙𝑚
Se considera forța F 1 să fie egala cu forța arhimedică dacă neglijăm greutatea flotorului. În
acest caz :
𝐹1=49,05∙103 𝑁
𝐿=85,53∙103 𝑁∙𝑚
Puterea dezvoltată va fi in acest caz
𝑃=𝐿
𝑇=85,53∙103𝑁∙𝑚
4𝑠=21,38𝑘𝑊 (133)
Forța 𝐹2=𝑐𝑥∙𝑆∙𝑞𝑣2
2 unde v este viteza valului v = 2 m/s
Dacă se consideră v = 4 m/s, păstrând constante c x = 2,3 și S = 6 m2 rezultă F 2 =
11,04* 104 N
În acest caz :
L = (5,6 +6,6)* 104 Nm = 12,2 * 104 Nm
𝑃=𝐿
𝑇=12.2∙104𝑁∙𝑚
4𝑠=30𝑘𝑊
Se constată că efectul forței hidrodinamice în ponderea de energie obținută devine mai
mare decât efectul forței arhimedice.
Având în vedere că vitezele maxime indicate în literatura de specialitate sunt cuprinse
în intervalul 18 ÷ 20 m/s, în l argul oceanelor, pentru calculele de dimensionare ale flotorului
se recomandă a se lua in considerare viteze care să țină cont de zona de amplasare a
instalației.

Fig. 5.11 Forțele ce acționează asupra sistemului de pompare

85
5.3.4. Sisteme de pompare cu pompe cu pistoane radiale ori pompe cu pistoane axiale
și mecanisme de multiplicare
Schemele instalațiilor dotate cu mecanis me de multiplicare sunt redate în fig. Fig.
5.12,Fig. 5.13. Pârghiile flotoarelor regăsite î n aceste sisteme de pompare sunt prinse pe
arborele de intrare al mecanismelor de multiplicare prin intermediul unor cuplaje unisens.

1. Flotor asamblat………………………………………………………………………………….M. M. H. 1.1.0
2. Mecanism de multiplicare……………………………………………………………….….M. M. H. 1.2.0
3. Pompă cu pistonașe…………………………………………………………..M. M. H. 1.3.0
4. Cuplaj unisens………………………………………………………….. …………………..….M. M. H. 1.4.0
5. Conductă de refulare………………………………………………………………………….M. M. H. 1.5.0
6. Conductă de aspirație……………………………………………………………………. …..M. M. H. 1.6.0
7. Rezervor ulei…………………………………………………………………………………….M. M. H. 1.7.0
8. Lagăr de alunecare I………………………………………………………….M. M. H. 1.8.0
9. Lagăr de alunecare II………………………………………………………….M . M. H. 1.9.0
Sisteme de pompare cu pompe speciale
La aceste sisteme de pompare, pârghia flotorului este solidar legată prin pene sau
caneluri, pe arborele pompei speciale. Instalațiile dotate cu astfel de sisteme de pompare sunt
prezentate in fig. Fig. 4.7,Fig. 4.8,Fig. 4.9 și Fig. 4.10.
1 Flotor asamblat P.O.H.R.C.1.1.0……………………………………….. 2
2 Pompa speciala P.O.H.R.C.1.2.0 ……………………………………….. 2
3 Pompa suport P.O.H.R.C.1. 3.0………………………………………….. 1
Fig. 5.12 Sistem de pompare M. M. H.1.0

86
4 Cilindru hidraulic P.O.H.R.C.1.4.0…………………………………… 1
5 Distribuitor P.O.H.R.C.1.5.0 ………………………………… 1
Fig. 5.13 Sistem de pompare P.O.H.R.C.1.0

87
6. Flotoarele sistemelor de pompare
6.1. Flotoarele sistemelor de pompare cu mecanism de pompare
La aceste sisteme avem flotoarele asamblate M.P.I.1.0 si M.P.II.1.0 redate î n fig. Fig.
6.1, Fig. 6.2.

Flotoarele sistemelor de pompare cu mecanism de transformare, mecanism de
multiplicare si a sistemelor cu pompe speciale
La aceste sisteme se folosesc flotoarele din fig Fig. 6.3
Fig. 6.1 M.P.I.1.0
Fig. 6.2 M.P.II.1.0
Fig. 6.3 Flotor asamblat M. T. H.C.1.1.0

88
1.Tija flotor M.T.H.C 1.1.1.0……………………………… ……………. ……… 1
2. Cilindru hidraulic M.T. H.C 1.1.2.0………………………………………1
3. Suport sudat M.T. H.C 1.1.3.0…….…………………………… ………… .…1
1.Cilindru sudat M.T.H.C.1.2.1.0…………. …………………… …………. …….1
2. Piston M.T.H.C.1.2.2.0…………………………………………………………………………………..1
3. Ghidaj M.T.H.C.1.2.3.0……………… ………………………………………………………………….4
4. Șurub STAS……………………………… …………… ………………………………………. ………….. 4
5. Șaibă Grower STAS… …………………………… ……………………………. ……………………. 4
6. Garnitură STAS………………………………… …………… ……………………… ……………………. 1
Dimensionarea pistonului și a cilindrului hidraulic de pe flotor
Se aleg T = 1 s; s = 0,5 m; Δp = 250 bar; m = 100 kg; 𝑎 = 1 𝑚/𝑠2; vv = 2 m/s
Forța hidrodinamică ce acționează pe flotor este:
𝐹ℎ=𝐶𝑥∙𝑆∙𝜌𝐻2𝑂∙𝑣𝑣2
2=2.3∙4𝑚2∙103𝑘𝑔
𝑚3∙5,52
2𝑚2
𝑠2
𝐹ℎ = 1,36 ·105𝑁
∑𝐹=𝑚∙𝑎
1,36 ·105 𝑁 – 250·105𝑁
𝑚2𝜋𝑑𝑝2
4 𝑚2 = 100 𝑘𝑔 · 1𝑚
𝑠2
1,36 · 105 𝑁 – 196,34· 105 𝑁 ·𝑑𝑝2 = 100 𝑁
Fig. 6.4 Cilindru M.T.H.C.1.2.0

89
𝑑𝑝 =√135,9∗103
196,34∗105 𝑚 →𝑑𝑝 = 0,007 𝑚 = 0,07 𝑐𝑚
vf = v v – vp = 2 – 0,5 = 1,5 m/s
vv – viteza valului
vp – viteza pistonului
𝑄 = 𝑆 · 0,5 𝑚 =𝜋0,072
4 · 50 𝑐𝑚3 = 0,2 𝑐𝑚3 = 0,0002 𝑑𝑚3/𝑠 = 0,0002 𝑙/𝑠
𝑃 = 𝑄 · 𝛥𝑝 = 0,0002 ·10−3𝑚3
𝑠· 250 · 105𝑁
𝑚2→ 𝑃 = 0,005 𝑘𝑊

90
7. Concluzi i
Acest tip de energie nu este exploatat suficient. Impactul asupra mediului fiind redus, în
comparație cu alte tehnologii de obținere a energiei electrice.
În capitolul al 2 -lea sunt prezentate sistemele de au fost elaborate și puse în funcțiune,
unele dintre acestea s -au bucurat de un succes important,altele au fost distruse de către natură.
Pompele sunt agregatele ce sunt folosite în orice tip de instalatie de captare a energiei
valurilor. Este concepută o pompă specială cu două palete , pentru captarea mai eficientă a
energiei. Pentru un volum al flotorului de 8m3, perioada de oscilație a valului de 4s puterea
generată de ace stă pompă este de 176, 58 kW.
În sistemele de captarea a energiei valurilor sunt folosite turbinele Pelton cu un număr par
de injectoare. Acestea prezintă avantajul obținerii unui diametru de arbore mai mic pentru
aceeași putere și turaje pe de o parte, iar pe de altă parte este anularea pierderilor prin frecare
în lagăre datorită anulării reacțiunilor , prin urmare o să existe o creștere a randamentului
mecanic al turbinei.
Sistemele prezentate mai sus sunt concepute pentru a fi amplasate în larg, dar nu la o
distanță foarte mare față de țărm deoarece prețul de cost postamentului va fi unul foarte mare.
Schemele de instalațiile pentru obținerea energiei electrice dotate cu mecanisme de
pompare capteaza energia cu ajutorul a 2 cilindri hidraulici care sunt puși în mișcare in
ambele situații de trecere a valului.
Schemele de instalații pentru obținerea energiei electri ce dotate cu micanisme de
transformare, în comparație cu primul tip de sistem acestea au un singur cilindru hidraulic dar
au fost dotate cu cuplaje unisens ce ajuta la producerea energiei indiferent de direcția valului.
Schemele de instalații dotate cu pompe speciale nu au nevoie nici de mecanismul de
transformare, nici de cilindri hidraulici. Acestea au în componența lor pompe hidraulice
volumice cu două palete.
Numărul pompelor din sistem poate varia intre 100 și 1000, în funcție de energia necesară.
Din studiile efectuate reiese faptul că prețul de cost al instalației este mai mic decât prețul
postamentului.

91
8. Bibliografie:
1. Anton I. – ”Turbine hidraulice” – Ed. Facla – Timișoara – 1979
2. Anton V. – ”Hidraulica și mașini hidraulice” – Ed. Did. și Ped. – București – 1978
3. Breaban V. – ”Amenajari hidroenergetice” – Universitatea “Ovidius”, Constanța –
1997
4. Davide Magagna , Andreas Uihlein „ Ocean energy development in Europe:
Currentstatus and future perspectives”
5. Drăghici I. – ”Organe de mașini” – Probleme E.D.P – 1980, București
6. Garrison, I. Introductory Oceanography. Chapter 10. Ocean Waves& Standing Wa ves.
Readin Assignment.
http://www4.ncsu.edu/eos/users/c/ceknowle/public/chapter10/part1.htm
7. IDMEC, Instituto Superior Tehcnico, Technical Universi ty of Lisbon, 1049 -001 Lisbon,
Portugal, „ Wave energy utilization: A review of the technologies”.
8. I. Bostan, V. Dulgheru, I. Sobor, V. Bostan, A. Sochirean, „Sisteme de conversie a
energiilor regenerabile”;
9. J. Floor Anthoni. Oceanography: waves. 2000 .
www.seafriends.org.nz/oceano/waves.htm
10. Paresh Halder , Abdus Samad , Dominique Thevenin „ Improved design of a Wells
turbine for higher operating range”
11. Rudkin, E.J. and Loughnan, G.L. (2001); Vorte c-the marine energy solution; Marine
Renewable Energy Conferance 2001; Newcastle, United Kingdom
12. Wave energy utiliztion in Europe: curent status and perspectives European Thematic
Network on Wave Energy. Center for Renewable Energy Sources (CRES)
13. http://www.renewableenergyaccess.com/rea/news ;
14. https://www.scribd.com/document/202800985/126105309 -Proiect -Mecanisme
15. http://fluidsengineering.asmedigitalcollection.asme.org/article.aspx?articleid=1434 157
16. http://www.insanehydraulics.com/letstalk/whatdriveswhat.html
17. http://docslide.com.br/documents/m ecanica -dos-fluidos -ufpe.html