CAPITOLUL I INTRODUCERE …………………………………………………………… 6 CAPITOLUL II POMPE VOLUMICE ………………………………………………………19 CAPITOLUL III AGREGATE DE… [307088]

PROIECT LA MECANISME

SISTEME SI ECHIPAMENTE NAVALE

ANUL II

CUPRINS :

CAPITOLUL I INTRODUCERE …………………………………………………………… 6

CAPITOLUL II POMPE VOLUMICE ………………………………………………………19

CAPITOLUL III AGREGATE DE TRANSFORMARE………………….………………..28

CAPITOLUL IV SCHEMA BLOC A UNEI INSTALATII…………………………….…..43

CAPITOLUL V SCHEMA BLOC A UNEI INSTALATII……………………………..….45

CAPITOLUL VI SCHEMA CINEMATICA…………………………………………….….50

CAPITOLUL VII SISTEME DE POMPARE…………………………………………….…58

CAPITOLUL VIII FLOTOARELE SISTEMELOR DE POMPARE……………………..68

CAPITOLUL IX LAGARE DE ALUNECARE……………………………………………..70

BIBLIOGRAFIE ………………………………………………………………………………73

CAPITOLUL I

Introducere

În momentul de fațã a devenit din ce în ce mai evident faptul cã rezervele energetice de combustibili fosili sunt finite.

Problema surselor de energie bazate pe combustibilii fosili ([anonimizat], cãrbuni) aflate într-o continuã scãdere aduce în plan principal ideea utilizarii surselor regenerabile de energie (“SRE”) în locul celor tradiționale.

Acestea oferã numeroase avantaje în special în vederea protecției mediului înconjurãtor (reducerea substanțialã a emisiilor de gaze responsabile pentru efectul de serã, emisiile de CO2 și alți agenți poluanți) dar și sporirea independenței economice a utilizatorilor care dezvoltã asemenea tipuri de resurse.

Actualul context de dezvoltare economică al omenirii impune un ritm de creștere a energiei consumate cu aproximativ 1,5% [anonimizat] 2000 – 2040 și la triplarea ei până în 2060.

[anonimizat], pentru soluționarea problemei energetice la nivel global sunt următoarele:

– o utilizare mai eficientă a resurselor, [anonimizat], mijloace de transport și procese de producție;

– creșterea ponderii utilizării surselor de energie regenerabile;

– dezvoltarea accelerată și implementarea de noi tehnologii (în particular o [anonimizat], în măsura în care problemele cauzate de interacțiunea lor cu mediul vor fi rezolvate).

Utilizarea surselor de energie regenerabilă a apărut ca alternativă serioasă la arderea combustibililor tradiționali în ultimele decenii. Printre cele mai eficiente energii alternative sau neconvenționale se consideră a fi și energia apelor Oceanului Planetar (valurile, [anonimizat]). Oceanele și mările ocupă 71 % [anonimizat], dețin o resursă inepuizabilă: valurile.

Energia mărilor și oceanelor se reprezintă sub formă de energie mecanică și termică. [anonimizat].

[anonimizat] 20 șC a [anonimizat], are o mărime de circa 1026 J. Energia cinetică a curenților oceanici este egală aproximativ cu 1018 J, însă, din această energie se poate utiliza doar o cantitate infimă. [anonimizat], se referă la: maree, [anonimizat], diferențe de temperatură ale straturilor de apă marină.

● Mareele, [anonimizat] de pe glob, cu amplitudini care pot ajunge uneori la 14-18 m, determinând oscilații lente de nivel ale apelor marine. Principiul de utilizare a energiei mareelor în centrale mareomotrice, constă în amenajarea unor bazine îndiguite care să permită captarea energiei apei, declanșată de aceste oscilații, atât la umplere (la flux), cât și la golire (la reflux). Centralele mareomotrice sunt de doua tipuri:

– centrale fara baraj – care utilizeaza numai energia cinetică a curentului mareic;

– centrale cu baraj – care utilizeaza energia potentiala creata ca urmare a ridicarii nivelului apei in timpul fluxului.

Dacă ar putea fi valorificată integral în centrale electrice mareomotrice, cantitatea de energie disponibilă ar produce de circa 100.000 de ori mai multă energie electrică decât toate hidrocentralele aflate în funcțiune în prezent pe glob (alte calcule apreciază că energia furnizată anual de maree ar putea echivala cu cea obținută prin arderea a peste 70 mii tone de cărbune). Însă, centralele mareomotrice produc kWh la un preț de cost de două ori mai mare decât cel obținut în hidrocentrale.

● Curenții marini care se pot prezenta sub forma de:

– curenți orizontali (datorați vânturilor dominante);

– curenți verticali (caz în care apele urcă sau coboară din/spre adâncuri).

Curenții marini datorați mișcării apelor la nivel planetar, sunt purtătorii unor energii cinetice deosebit de mari. Literatura de specialitate evidențiază că un curent oceanic cu o lățime de circa 100 m, 10 m adâncime și o viteză de 1 m/s, ar putea genera, timp de un an o energie cinetică de circa 2 milioane kWh.

● Valurile reprezintă o formă de stocare a energiei transmise de vânt, energie calculabilă și demnă de luat în considerație. Mișcarea valurilor este datorată tot radiației solare. Calculele au evidențiat că valurile cu înălțimea de 1 m, lungimea de 40 m și perioadă de 5 s, au o putere disponibilă de aproximativ 5 kW pe un front de 1 m lățime. Numeroase institute de cercetări hidraulice și energetice din SUA, Franța, Marea Britanie, China și Japonia au în programul lor de activitate realizarea unor instalații de captare a energiei valurilor. Și totuși, judecând după potențialul imens oferit de mările și oceanele lumii, energia valurilor este insuficient exploatată.

● Conversia energetică oceano-termică, reprezintă obținerea de energie electrică pe baza diferenței de temperatură între apele de la suprafață și cele de adâncime. Potențialul termic poate fi valorificat prin intermediul pompelor de căldură. Diferențele de temperatură ale structurilor de apă marină creează energie termică – înmagazinată sub formă de căldură. Cantitatea de căldură, ce poate fi valorificată corespunde unei diferențe de potențial termic (între apele de suprafață și cele de adâncime) de până la 30o C.

● O perspectivă mai îndepărtată o reprezintă obținerea energiei electrice pe baza diferențelor de salinitate dintre apa sărată și apa dulce (fenomenul este prezent la vărsarea Dunării în Marea Neagră).

I.1. Energia valurilor

Valurile sunt mișcări ritmice ale particulelor de apă în jurul unui punct imaginar de echilibru. Sub aspect fenomenologic, se cunosc: valuri eoliene, mareice, anomobarice, navale, staționare, gravitațional libere, forțate de vânt. Valurile eoliene sunt cele care apar sub acțiunea forțelor de frecare tangențiale a maselor de aer în deplasare.

În privința formării valurilor există mai multe teorii, cea mai durabilă fiind teoria valurilor trohoidale (trochoid – trohoidă, curbă descrisă de un punct al unui cerc care se deplasează pe o suprafață plană; trochoidal waves – valuri trohoidale), a lui Gerstner (1802) (modelul de val Gerstner nu este un model perfect, admițând o anumită formă dată valului). Pe lângă valurile trohoidale, literatura de specialitate utilizează și alte modele: valuri de tip Stokes, valuri conoidale, etc.

Teoria lui Gerstner este elaborată pentru un volum de lichid ideal de adâncime nelimitată, fără frecare lichidă, cu densitate constantă, în care se formează valuri cu mișcare de translație gravitațională și liberă.

Concluziile acestei teorii sunt că particulele de apă în mișcarea lor urmăresc o orbită închisă, într-un interval de timp egal perioadei valului, orbită care este ușor deformată pe direcția valului iar particulele de la suprafață primesc cea mai mare cantitate de energie eoliană, deci vor avea raza orbitei cea mai mare.

Odată cu creșterea adâncimii, energia se transmite pe cale hidraulică, deci orbitele particulelor vor fi tot mai mici. Valurile dispun de energie potențială, Ep și energie cinetică, Ec, care se calculează în funcție de elementele de mărime a valului și de viteză. Valul cu desfășurare ideală și simetrică este hula regulată, care este un val gravitațional în stingere, neforțat de vânt. Cum această energie se manifestă în intervalul de timp egal cu perioada T a valului, puterea P va fi egală cu raportul dintre energia Ep sau Ec și timpul T. deoarece in procesele de captare se preia in present doar una din cele doua forme de energie a valului, expresia puterii brute disponibile este prezentata in relatia:

(1)

Fig. 1.1 Profilul unui val: h = înălțimea; λ = lungimea de undă; L = lungimea frontului de val

În condițiile în care raportul λ/T exprimă viteza de propagare a valului, numită celeritate (celeritáte s.f. , livr.- 1. iuțeală, repeziciune, viteză. 2. viteza de propagare a undei, a perturbației printr-un mediu fluid în repaus. – din fr. célérité, lat. celeritas, -atis.) notată cu c: c = (2)

Expresia puterii se poate scrie și sub forma: P = K · γ · h2 · L · c (3)

Sub formă simplificată literatura de specialitate recomandă pentru coeficientul K o valoare fixă, K = 1/16 (în alte lucrări coeficientul K, ține seama și de adâncimea apei în care se propagă valul). Adoptând valoarea greutății specifice a apei Mării Neagre, γ = 9986,58 N/m³, puterea dezvoltată pe fiecare metru de front de val este:

P = 975 · h2 · L · c W/m (4)

Desigur nu toată energia brută va putea fi captată de sistemele aliniate pe frontul respectiv. O parte din energie este reflectată la contactul cu captatorii, o alta este disipată în bazinele de recepție și de captare ale hidrocentralelor marine, iar o parte reușește să traverseze zona de barare. În măsura în care o instalație este capabilă să capteze o cantitate cât mai mare din energia înmagazinată în valuri, deci în măsura în care dovedește un randament global de captare, η, superior, aceasta își demonstrează eficiența economică. Energia captata, E, se obtine din relatia: E = η · Ep (5)

Înălțimea valului (în engleză wave height) este distanța măsurată pe verticală între creasta valului și linia de cea mai mică cotă, corespunzătoare bazei valului imediat următor. Înălțimea valului se determină cu ajutorul unor aparate speciale, iar valorile se dau în metri sau picioare. Înălțimea obișnuită a valurilor oceanice este de 5 m, iar valorile maxime măsurate până în prezent sunt:

– 21 m în bazinul nordic al Oceanului Pacific;

– 15,6 m în bazinul nordic al Oceanului Atlantic;

– 14 m în emisfera sudică;

– 11,5 m în Oceanul Indian.

Lungimea valului (în engleză wave length) este distanța în metri sau în picioare măsurată pe orizontală între două creste sau scobituri succesive de val. Valorile medii ale valurilor oceanice sunt cuprinse între 69 m și 110 m. Valorile maxime ale lungimii valurilor determinate pe baza unor numeroase observații sunt următoarele:

– 170 m în bazinul nordic al Oceanului Atlantic;

– 214 m în bazinul sudic al aceluiași ocean;

– 233 m în Oceanul Pacific;

– 342 m în bazinul sudic al Oceanului Indian.

Dimensiunile maxime ale valurilor se observă în regiunile unde viteza vântului, durata ei și spațiul de dezvoltare liberă al valurilor sunt cele mai mari. În cuprinsul Oceanului Planetar frecvența cea mai mare o au valurile cu înălțime mică, sub 2,1 m. În cazul fenomenelor extreme excepționale ele pot avea înălțimi de peste 20 m și o lungime în jur de 400 m. Valurile obișnuite în timpul uraganelor au o înălțime de circa 8 m, cu perioadă de 8 secunde, viteză de 18-20 m/s și pantă în jur de 1/10 – 1/30 m.

Regiunile cu uragane frecvente și periculoase pentru navigație coincid cu regiunile de geneză a ciclonilor, cum sunt părțile nordice ale Oceanului Pacific, ale Oceanului Atlantic, precum și regiunile uraganelor tropicale (taifunurilor). Frecvența cea mai mare a uraganelor se observă în perioadele de sfârșit de iarnă (februarie) și de sfârșit de vară (august).

În momentul când valurile ajung pe fundurile mici din dreptul coastelor întinse are loc fenomenul numit deferlare. Prin deferlare se înțelege ridicarea, aplecarea în față, îndoirea și prăbușirea crestei, cu zgomot. Dacă deferlarea se produce deasupra unui banc aflat la distanță de coastă, valurile de acest gen se numesc „brizanți". Calmarea valurilor eoliene în zona porturilor se obține prin împrîștierea unei cantități limitate de ulei la suprafața apei. Prin acest procedeu se oprește mișcarea orbitoidală a particulelor de apă de la suprafață, proces, care prin interferență, se transmite și la adâncime. Efecte asemănătoare rezultă din acoperirea suprafeței mării cu sloiuri de gheață, sau dezvoltarea unei vegetații acvatice pe suprafețe mari.

Picăturile de ploaie calmează și ele valurile, mai ales în timpul ploilor intense, cu energie mare. Energia valurilor este într-adevăr fără limită, fiind un izvor nesecat, cum nesecat este și oceanul. În mările cu apă mică, închise în toate părțile de uscat, cum este, de pildă Marea Neagră, valurile rareori depășesc înălțimea de patru, cinci metri, pe când în largul oceanului, în special în emisfera sudică, unde cercul de apă cuprinde tot globul și valurile se pot dezlănțui în voia lor, iar vânturile de apus suflă în permanență fără să-și schimbe direcția, se întâlnesc destul de des valuri înalte de 12-18 m. Energia colosală a valurilor se manifestă prin forța de izbire, care are valori extrem de mari.

Folosirea deplină a energiei valurilor este împiedicată de faptul că acest izvor de energie este foarte inegal. În acest context energia valurilor poate fi utilizată doar dacă valurile sunt înalte și constante în timp. Tehnica contemporană nu cunoaște, la acest moment, sisteme prin intermediul cărora energia valurilor să poată fi transformată ușor, complet și economic în energie electrică.

1.2 Instalații similare brevetate

Primii care au început să folosească energia valurilor au fost europenii (Scoția, Portugalia și Marea Britanie au programe speciale prin care valurile mărilor care le înconjoară țărmurile să fie folosite pentru producerea energiei). Conceptul de bază pentru a obține energie electrică din curgerea apei printr-un rotor turbină este bine stabilit pentru aplicațiile consacrate din hidroenergie (râuri și curgeri de ape) și pentru energie eoliană.

Două mari grupuri de tehnologii au fost inventate pentru producerea energiei electrice din energia valurilor: dispozitivele din apropierea țărmurilor (ușor accesibile, mai ușor de întreținut și de monitorizat) și dispozitivele din largul mărilor (în larg și la adâncimi mari, se găsesc cele mai mari resurse energetice). Pe termen scurt, până ce tehnologia va avansa, dispozitivele din apropierea țărmurilor pot fi folosite cu precădere datorită accesibilității facile. Pe termen lung, se vor folosi dispozitivele din largul mării datorită cantității mult mai mari de energie obținute(dar aceasta numai în cazul în care se vor găsi tehnologii ce pot ușura accesul și mentenanța acestora).

Dispozitivele din apropierea țărmurilor sunt în general fixate direct pe fundul mărilor și oceanelor cu o adâncime nu prea mare și sunt conectate la țărm sau în imediata apropiere a acestuia. Unul din primele sisteme, care valorifică energia valurilor este dispozitivul amplasat pe insula scoțiană Islay, care folosește conceptul tehnologic de Coloană de Apă Oscilatorie (Ocillating Water Column – OWC) propus de firma Wavegen’s Limpet. Tehnologia OWC permite captarea mișcării valurilor mărilor/oceanelor pe măsură ce acestea împing o pernă de aer în sus și în jos în spatele unui dig de care se sparg valurile. Turbina Wells din interior generează electricitate din rotația în aceeași direcție, indiferent dacă aerul se deplasează în sus sau jos.

Se cunosc mai multe sisteme de captare a energiei valurilor, dintre care:

1. Sistemul de conducte sub presiune (se aseamănă cu sistemul de frânare al unui autovehicul). Astfel presiunea exercitată pe o suprafață mare este transmisă prin intermediul unui lichid, prin conducte, unei suprafețe mai mici, multiplicându-se astfel forța pe unitate de suprafață. Printr-un sistem mecanic, această forță realizează antrenarea generatorului electric. Acest principiu este aplicat deInterproject Service (IPS) Buoy (Sweden) http://members.tripod.com/interproject, – Archimedes Wave Swing (Netherlands) www.waveswing.com – Ocean Power Delivery (Scotland) www.oceanpd.com- Energetech

2. Sistemul bazat pe ascensiunea lichidului. Sistemul se bazează pe ascensiunea apei sub formă de val pe o pantă artificială, care ulterior este preluată prin cădere de paletele unui generator electric. Ideea a fost pusă în practică de Wave Dragon(Denmark) www.wavedragon.net

3. Sistemul pistonului lichid. Într-o incintă, prin mișcarea sa de urcare și coborâre, valul marin acționează ca un piston, pompând și aspirând aerul, cu rezultat direct asupra unei turbine (în multe dintre aplicații se folosește turbina Wells). Wavegen (Scotland) www.wavegen.co.uk și Mighty Whale (Japan) www.jamstec.go.jp, au pus în practică astfel de proiecte. Într-o schemă simplă, sisteme flotabile urcă și coboară odată cu trecerea valurilor. Prin această mișcare se acționează o pompă, care împinge apa dintr-o turbină care acționează un generator.

Scoția are acces la una din cele mai bogate resurse energetice marine din lume. Dacă în anul 2001, raportul Scotland’s Renewable Resource arăta că Scoția genera o capacitate de până la 21,5 GW (79,2 TWh/an) cu ajutorul energiei valurilor și mareelor, în 2010 guvernul scoțian finanța cu peste patru milioane de lire sterline cea mai mare fermă de energie marină din lume, care asigura până la 10 % din necesarul electric al țării. Conform raportului Harnessing Scotland’s Marine Energy Potential efectuat de Marine Energy Group, până în 2020 în apele scoțiene se pot instala capacități de 1300 MW, adăugând câte 100 MW în fiecare an.

În nordul Scoției (Nigg), specialiștii scoțieni au gândit o platformă specială care să utilizeze la maximum forța valurilor, fără să monteze generatoare hidroelectrice plutitoare (proiectul Oyster, o invenție care promite multe, fig.1.2).

Fig. 1.2 Platforma OYSTER, 300- 600 kW

Platforma are o componentă montată în apă, care basculează atunci când este lovită de valurile uriașe. De ea sunt prinse două pistoane, care prin compresie împing apa cu viteză printr-o conductă, până într-o unitate aflată în apropriere. Acolo, apa sub presiune acționează o serie de palete, tot mecanismul fiind identic cu cel prezent în centralele hidroelectrice.

Totul diferă prin metoda inovativă de a transporta apa sub presiune. Producătorii spun ca Oyster poate genera între 300 și 600 kW, însă la configurații multiple, se poate ajunge la valori suficient de mari cât să alimenteze orașele din apropriere. Se speră că noua industrie ar revitaliza economia scoțiană, mai ales în zonele rurale și ar crea peste 7000 de noi locuri de muncă în diversele domenii colaterale implicate. O altă schemă experimentală de utilizare a energiei valurilor, este realizată pentru Insula Islay, în dreptul coastei de vest a Scoției, fiind Fig. 1.3 Sistemul companiei SDE Energy concepută pentru a genera 180 kW. Ea de producere a energiei electrice funcționează pe principiul coloanei de apă oscilantă.

O cameră scufundată, deschisă în partea inferioară, conține o coloană de apă cu aer deasupra. O dată cu trecerea valurilor, coloana de apă se ridică și coboară, împingând și scoțând aerul dintro turbină conectată la un generator electric. Compania SDE Energy LTD folosește echipamente care prin generarea presiunii hidraulice datorate mișcării valurilor, produce energie electrică.

Principiul de funcționare este relativ simplu: câteva plute urcă și coboară odată cu trecerea valurilor; prin această mișcare este acționată o pompă care împinge apa printr-o turbină care acționează un generator, fig.1.3.

Turbina Wells de captare a energiei valurilor, a fost inventată în anul 1980 de profesorul Alan Wells de la Queen University din Belfast. Turbina Wells, fig. 9.4, este utilizată cu precădere în centralele electrice care exploatează energia valurilor, având unele dezavantaje care fac ca tehnologia să fie greu fezabilă. Randamentul este foarte scăzut iar în condițiile unui curent slab de aer turbina se blochează; palele turbinei Wells au un bord de atac foarte voluminos și un unghi de așezare redus, care rezultă din necesitatea utilizării acestor pale în ambele sensuri de acționare a aerului.

Fig. 1.4 Turbina Wells

În 1995, chinezii de la Institutul de Conversie a Energiei Guangzhou au construit o geamandură de navigație de 60 W folosind turbina Wells. Cele mai impresionante aplicații ale turbinei Wells au fost puse în practică în India acolo unde energia valurilor aduce în sistemul electric 1,1 MW. O instalație experimentală a fost construită și în România, în apropierea digului de la Mangalia. Sistemul este alcătuit dintr-un cilindru fără fund, cu diametrul de 1,5 m și înălțimea de 2,5 m.

Portugalia a instalat până în 2009 28 de centrale care produc o cantitate de energie de 72,5 MW. În acest sens primul generator dat în folosință se află la cinci kilometri de țărm, unde a fost instalat dispozitivul de tip Pelamis (numele vechi al șarpelui de mare), montat la Peniche, fig.1.5. Pelamis este un obiect care plutește pe valuri și care execută o mișcare cu o traiectorie eliptică. Cea mai simplă formă de valorificare a acestei mișcări pentru recuperarea energiei valurilor sunt pontoanele articulate. O construcție modernă este cea de tip Pelamis formată din mai mulți cilindri articulați, care, sub acțiunea valurilor au mișcări relative care acționează niște pistoane. Pistoanele pompează ulei sub presiune prin motoare hidraulice care acționează generatoare electrice, fig. 1.6. Construcția plutește la suprafața mării, unde captează energia valurilor și trimite curentul produs către plaja Aguacadoura, la nord de Porto. Trebuie să menționăm că un singur generator poate asigura curentul electric pentru 5000 de gospodării. În zonele cu valuri tot timpul anului sau în largul mărilor și oceanelor, energia valurilor este o formă de energie regenerabilă cu un potențial foarte mare. Firma Orecon, a investit peste 24 milioane dolari într-un dispozitiv, care este o combinație de baliză/platformă maritimă (dotată cu camere de presiune speciale), în care forța valurilor care lovesc platforma este transformată în electricitate de către o turbină. Până în anul 2015 se vor vedea primele platforme care vor furniza electricitate rețelelor de distribuție a energiei, o platformă producând circa 1,5 MW. Unul din avantajele platformei o constituie mărimea acesteia, fiind mai puțin predispusă distrugerii și având costuri de întreținere mai mici, fig.1.6.

Sistemul cu plan înclinat și bazin. La mijlocul anului 1940 lângă Alger în Marea Mediterană a fost pusă în funcțiune experimental în două amplasamente, la Sidi Ferruch și Pointe Pascade, prima instalație modernă care consta dintr-o structură concepută pe principiul planului înclinat și un bazin de acumulare. Soluția se bazează pe faptul că în contact cu o construcție rigidă, sub acțiunea valurilor, apa are tendința să-și ridice nivelul suprafeței libere.

Aceasta este recepționată într-o structură cu radier curb înclinat, care se opune direcției de înaintare a frontului de val. Cantitatea de apă ajunsă între doi pereți convergenți, urcă la o înălțime maximă a valului, deversând apoi într-un rezervor special conceput pentru a reține apa la o cotă superioară nivelului mediu al mării. Prin căderea realizată, apa reținută pune în mișcare turbinele care la rândul lor antrenează generatorii electrici. Curburile pereților convergenți sunt impuse de forme hidraulice optime, care fac ca întreaga construcție să realizeze o diferență cât mai mare între nivelul mediu al mării și nivelul maxim al apei din bazinul de acumulare, fig.1.7.

Sistemul cu cu ponton greu și piston lichid

Ansamblul sistem-structură de captare este alcătuit dintr-un ponton greu prin mijlocul căruia străbate o conductă în care apa oscilează, antrenată de valuri, comprimând și aspirând aerul de deasupra ei într-o încăpere amplasată pe un plutitor bine ancorat sau fixat pe o fundație rigidă.

Pistonul lichid pune astfel în mișcare un volum limitat de aer, care acționează rotorul unui turbine cuplată la un generator electric. Recuperarea energiei valurilor se poate face folosind scheme similare cu cele de la centralele mareomotrice cu baraj. Datorită perioadei scurte a valurilor aceste scheme sunt puțin eficiente. Ansamblul de supape, ca și aparatul director, impune curentului de aer condiții optime de valorificare. Pontonul trebuie construit în așa fel încât să rămână cât mai imobil în masa agitată a valurilor, fig.1.8.

Fig. 1.8 Sistem cu ponton greu și piston lichid Fig.1.9 Sistem cu plutitor și valvă clapet pe coloană

Orice oscilație a pontonului consumă în mod inutil din energia înmagazinată de vânt în apa mării sau a oceanului. Soluția a fost testată pe mare și a dat rezultatele cele mai bune în amplasamente cu valuri a căror înălțime medie a variat între 2 și 4 m, cu randament estimat între 30 și 70 %. Pentru o turbină cu diametrul de 200 mm, realizată dintr-un aliaj de aluminiu, puterea nominală a fost de 60 W, iar durata de funcționare a fost apreciată la mai mult de 3 ani (anul 1960 a însemnat punerea în exploatare a primelor balize și geamanduri luminoase în Marea Japoniei, alimentate cu energie electrică provenită din valuri, iar mai târziu, pe baza unui brevet emis în 1967 pe numele lui Kaisha Ryakusei, tot aici s-au realizat hidrocentrale marine de capacitate redusă utilizând soluția “pistonului lichid”).

Sistem cu plutitor și valvă clapet pe coloană

În principiu structura este alcătuită dintr-un plutitor care susține o coloană verticală pe traseul căreia este plasată o valvă clapet. Aceasta este concepută în așa fel încât să se închidă timp de o jumătate din durata unui ciclu de val, obligând apa din conductă să urmeze mișcarea plutitorului.

Fig. 1.10 Sistem cu piston acționat de valuri și acumulator hidraulic interior

La schimbarea direcției de mișcare a flotorului, apa continuă să se ridice în virtutea inerției, la un nivel superior înălțimii valului. Succesiunea ciclurilor sporește înălțimea coloanei de apă până se ajunge la presiunea necesară acționarii turbo-generatorului (s-a experimentat o instalație a cărei lungime a măsurat 90 m, cu un diametru al coloanei de 4,5 m; la valuri cu înălțimea medie de 2,4 m, sistemul de captare și conversie a realizat o putere de 300 kW).

Sistem cu piston acționat de valuri

Soluția constă în transmiterea forței mecanice dată de un volum mare de valuri de joasă presiune, printr-un sistem de două pistoane cu diametre diferite, unui volum mic de lichid auxiliar, căruia îi ridică astfel presiunea, determinând stocarea lui în acumulatoare hidraulice interioare, fig.1.10. În diverse zone de pe glob s-au conceput și alte tipuri de instalații destinate valorificării energiei valurilor, instalații studiate de-a lungul anilor în laboratoare și în natură, cu rezultate nu totdeauna dintre cele mai spectaculoase.

Specialiștii români prognozează că potențialul energetic brut al valurilor de pe cei 200 km de litoral românesc al Mării Negre se ridică la valoarea de circa 8·109 kWh/an, potențialul energetic tehnic utilizabil estimându-se la 4·109 kWh/an, ceea ce ar conduce la o economie de combustibil convențional de aproximativ 2 milioane t/an. Elementele caracteristice asociate valurilor, curenților și vântului sunt prezentate în fig. 1.11. Studiile întreprinse (chiar în lipsa finanțării acestora) au condus la concluzia oportunității captării energiei valurilor de vânt și au impulsionat o serie de specialiști să continue aprofundarea problemei.

Figura 1.11. Înălțimea valului semnificativ Hs: negru- val; alb – vânt; roșu – curent.

Procedeul de captare proiectat este specific valurilor neregulate și constă în preluarea directă, prin intermediul unui plutitor, a mișcării pe verticală a apei, fără transport de debit – figura 1.12.

Fig. 1.12 Sistemul românesc de valorificare a potențialului energetic al valurilor în Marea Neagră:

1 – panou cu celule fotovoltaice; 2 – turbină eoliană; 3 – motor pneumatic rotativ; 4 – rezervor de aer; 5 – dispozitiv pneumatic; 6 – generator rectiliniar; 7- dispozitiv de ridicare; 8 – generator de curent continuu; 9 – echipament mobil; 10 – dispozitibv de blocare; 11 – articulație; 12 – urechi de ancoraj; 13 – nișă; 14 – plutitor.

Transmisia mișcării este realizată cu ajutorul unui generator rectiliniu (al cărui flux magnetic este făcut astfel să varieze). Astel această mișcare este transformată în curent electric alternativ, cu frecvența neregulată, care poate fi folosit în stare brută ca sursă de căldură.

Echipamentul hidraulic al unui element de captare este format dintr-un plutitor, care preia valurile neregulate (cu înălțimea cuprinsă între 50 mm și 9 m) și din echipamentul electric principal (alcătuit dintr-o parte mobilă legată cu articulații de plutitor și o parte fixă, solidară cu structura imobilă).

Soluția prezentată impune realizarea unui structuri plutitoare cât mai stabile în masa agitată a valurilor, capabilă să susțină echipamentul energetic. O caracteristică deosebită o constituie posibilitatea nelimitată de dezvoltare pe verticală a instalaților, precum și capacitatea individuală a elementelor.

CAPITOLUL II

II. Pompe volumice folosite la sistemele de pompare

II.1. Pompe clasice cu piston

În figura 2.1 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 fața 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. În aceasta perioadă, pe conducta de refulare nu se livreaza lichid.

Când mișcarea pistonului se inversează, supapa a se închide iar pistonul expulează lichidul aflat in cilindru prin supapa r.

Cilindreea este: (6)

D fiind diametrul pistonului iar s cursa lui.

Debitul mediu teoretic este: (7)

iar debitul mediu efectiv: (8)

La pompele bine executate și intreținute Dacă <0,92 înseamna că pompa are scăpari mari prin neetanșeități datorate unor uzuri excessive.

Debitul instantaneu al pompei este proporțional cu viteza de deplasare a pistonului.

Pentru a determina aceasta viteză, se folosesc relații trigonometrice în triunghiul OBC (fig. 2.1):

Sau (9)

ceea ce conduce la: (10)

Pentru a raționaliza expresia (10) se dezvoltă în serie . Deoarece r/l<1 (una din valorile obișnuite este r/l=1/5), dezvoltarea se poate limita la primii doi termini ai seriei, fără a introduce erori importante.

Așadar:

Sau

Viteza pistonului se obține derivând x in raport cu timpul:

(11)

Cu notația obișnuita debitul instantaneu se poate scrie ca fiind:

(12)

Pentru o pompă dată, diametrul pistonului, raza manivelei si viteza unghiulara fiind constante, expresia (12) devine:

(13)

Raportul fiind mic ( la pompele clasice si la cele cu pistoane radiale), Q’ se abate foarte puțin de la sinusoida (fig. 2.2).

Prin urmare, la cursa de refulare curba de variație a debitului instantaneu este aproximativ sinusoidala. În cursa de aspirație debitul în conducta de refulare este nul, însa în conducta de aspirație aflueaza debit după o curbă aproximativ sinusoidala. Deoarece pulsațiile mari ale debitului sunt dăunatoare, se aplică urmatoarele măsuri pentru a le reduce:

– amplasarea unui acumulator hidraulic (hidrofor) pe conducta de refulare, de aspirație sau pe ambele conducte;

cuplarea pe aceeasi conducta a n pompe având ciclul de funcționare decalat cu ;

combinarea metodelor expuse.

Indicații privind proiectarea hidrofoarelor pentru pompele cu piston:

– daca pompă este prevazută cu un singur hidrofor, acesta se montează de obicei pe partea de refulare;

amplasarea acumulatorului se face astfel incât direcția vectorului viteză să se schimbe;

diametrul acumulatorului se ințelege in funcție de diametrul pistonului pompei:

raportul intre volumul pulsator din acumulator și cilindreea pompei

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;

volumul mediu de aer din hidrofor se calculează cu relația:

unde este gradul de neregularitate al presiunii în hidrofor și se alege în funcție de lungimea conductei L (Tabel 1).

Reducerea pulsațiilor debitului prin monatrea mai multor pompe pe aceeași conductă se aplică, prin insăși natura construcției, la pompele cu pistoane radiale sau la pompele cu pistoane axiale. Cu toate acestea, metoda a fost aplicată cu succes și la pompele cu piston clasice, mărturie fiind construcțiile cu dublă acțiune (fig. 2.4 și 2.5), pompele duplex sau chiar pompele triplex.

Valoarea gradului de neuniformitate

Tabel 1

II.2. Pompe cu pistonașe radiale

Sunt frecvent utilizate in acționarile hidraulice, când se cer presiuni de refulare mari

(p ≤ 210daN/cm2) și debite mari (Q = 20…750 l/min). Randamentele maxime sunt de obicei ≤0,95 si ≤0,95. Principiul de funcționare al acestui tip de pompă poate fi urmărit în figura 2.6. 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 figurii 2.6 acest volum se reduce, iar în partea stânga volumul crește. Dacă acest volum este pus in comunicație cu orificii de distribuție, dispuse ca în figura 2.6, se obține o pompă care aspiră pe partea stânga și refulează pe partea dreaptă. Cursa pistoanelor este egală cu dublul excentricitații e, care în general se ia de 3….8 mm. La unele construcții (pompe cu debit variabil) excentricitatea se poate modifica, prin deplasarea carcasei 2 în raport cu arborele 3, de la valoarea zero (debit nul) până la o valoare maximă (debit maxim). Diametrele cilindrilor au de obicei valori cuprinse între 10 si 18 mm, iar viteza se alege de 2…3 m/s în conducta de aspirație si 4…6 m/s în cea de refulare. Pentru a mări debitul pompei, pe aceeași axă se pot monta în paralel doua-trei rânduri de cilindri.

Pentru a determina debitul mediu al pompelor cu pistoane rotative, se calculează volumul refulat de un singur cilindru în timpul unei rotații complete, ținându-se seama că dublul excentricitații e este egal cu sursa pistonului h:

;

notând cu z numărul pistoanelor, cilindreea pompei este:

iar debitul mediu refulat de pompa rezultă: (14)

Legea de deplasare a pistoanelor în cilindri este identică cu cea determinată pentru pompele clasice, cu condiția ca brațul manivelei r și lungimea bielei l din ecuația 10 să se inlocuiască prin excentricitatea e si distanța R (aceasta distanță este egală cu diferența dintre raza coroanei și lungimea pistonului). În figura 2.6 dreapta O1A reprezintă axa unui cilindru, variația distanței x fiind direct proporțională cu cursa pistonului. În triunghiul O1AO se poate scrie:

Sau (15)

comparând relația (15) cu (9) se constată că intervin doar diferențe de notații. Prin urmare și pentru acest tip de pompă curba de variație a debitului instantaneu furnizat de un cilindru este aproximativ sinusoidală:

. (16)

Debitul total instantaneu este egal cu suma debitelor instantanee ale cilindrilor care refulează, :

(17)

unde sunt unghiurile momentane dintre axele fiecarui cilindru si axa pozitiilor punctelor moarte. Din ecuația (17) rezultă ca debitul refulat este pulsatoriu. Pentru a determina pulsațiile, se poate proceda grafic sau analitic. Procedeul grafic constă în a reprezenta z curbe de tipul celei din figura 2.7, decalate între ele cu .

În continuare, pentru fiecare valoare a lui se însumeaza ordonatele, obținându-se curbe de tipul celor din figura 2.5. Realizând efectiv asemenea diagrame pentru pompe cu număr par și impar de cilindri, se constată că în cazul numărului impar de cilindrii diagramele sunt mai favorabile, deoarece pentru z impar numărul de varfuri este egal cu dublul numărului de cilindrii 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 fiecărui cilindru in 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 mări debitul pompei, se montează pe același ax în paralel, m rânduri de cilindrii, trebuie să se realizeze un defazaj astfel încât pulsațiile să fie minime.

Pompe cu pistonașe radiale (internet)

Preț : 1200-1400 $ Pmax: 700 bar

Qmax: 91.2 lpm (Vg = 64.18 cm3/rev) Vmax rezervor : approx. 470 l

II.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 variind între 8 si 580 l/min. Randamentele maxime sunt de obicei si 0,98, fiind dintre cele mai bune pentru întregul domeniu al pompelor volumice.

Pompa cu pistoane axiale (fig. 2.9) constă dintr-un bloc al cilindrilor rotitor, având axa inclinată fața de discul de antrenare, de asemenea rotitor. Bielele leagă pistoanele de discul rotator prin intermediul a două rotule, iar blocul cilindrilor este antrenat printr-un arbore cardanic. Blocul cilindrilor este sprijinit în distribuitorul nerotitor, fixat în carcasă (in fig. 2.9 carcasa nu a fost prezentată).

Înclinarea blocului cilindrilor față de antrenare determină mișcarea alternativă a pistoanelor in cilindri. Un punct oarecare din planul C ( fig. 2.9 ) 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 obligat să realizeze cursa s.Fiecare cilindru este pus in legatură cu orificiul de aspirație pe un unghi egal aproximativ cu o jumatate de învârtitură, urmând ca pe cealalta jumatate să fie in legatură cu orificiul de refulare. Forma orificiilor de refulare și aspirație, din capacul de distribuție, se vede în figura 2.9 – vedere din E.

Pompa cu pistoanele axiale efectuează mișcări spațiale, ceea ce necesită utilizarea unor articulații sferice greu de realizat. Pistoanele, alezajele cilindrilor și suprafețele de frecare bloc – cilindri – distribuitor trebuie prelucrate cu precizie ridicată și cu rugozitate foarte scăzută, altfel randamentul volumic va fi foarte mic. Este de asemenea necesară o filtrare de finețe excepționala, pentru a preveni distrugerea suprafețelor în frecare prin particule abrazive.

Debitul mediu al pompei este suma debitelor furnizate de pistonașele cilindrilor respectivi. La o cursă completă a pistonului, un cilindru refuleaza volumul:

unde d este diametrul pistonului iar s cursa lui. Cilindreea pompei fiind:

Debitul mediu refulat de pompă este:

Debitul mediu refulat de pompa cu pistoane axiale depinde de incalzirea α dintre axa arborelui de antrenare si axa blocului cilindrilor. Dacă pompa se construiește astfel încât să se poata modifica unghiul α in timpul funcționării, debitul pompei se poate varia chiar la turație constantă.

Și în cazul pompei cu pistoanele axiale, legea de variație a debitului instantaneu ( pentru α = const ) este sinusoidală. Dacă punctul A ( aflat pe cercul din planul D, fig. 2.9) se deplasează de la PMI cu unghiul φ, punctul A' ( proiecția punctului A pe diametrul ce unește PMI cu PME ) parcurge segmentul y= r-r cosφ. Fracțiunea x din cursa pistonului care a fost parcursă fiind x=y sinα, viteza instantanee a pistonului este:

Debitul instantaneu furnizat de un singur cilindru este:

Debitul total instantaneu va fi egal cu suma debitelor instantanee ale cilindrilor care refulează:

unde zR reprezintă numărul cilindrilor care refulează, iar φi sunt unghiurile momentane dintre punctul mort si pozițiile punctului A pentru 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 de cilindri.

II.4. Pompe speciale

II.4.1 Pompă 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 urmatoarele 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 si dinamice ale motoarelor hidraulice volumice fiind aceleași cu cele ale generatoarelor, nu vor mai fi repetate.

Motoarele hidrostatice rotative trebuie să asigure o mare stabilitate a mișcării într-un domeniu larg de variatite a 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 să asigure o viteza constantă a organului de lucru și o mare frecvență de inversare.

Motoarele hidraulice oscilante se utilizează mai rar decât cele rotative sau liniare. Deoarece aceste mașini n-au fost tratate ca generatoare hidraulice, în cele ce urmează se prezintă cateva elemente privitoare la aceste construcții.

În carcasa 3 (fig 2.10) se montează rotorul 1 prevăzut cu paleta 2. Spațiul inelar dintre rotor și carcasă este divizat în două prin dispozitivul de etanșare 4. Alimentând cu lichid sub presiune orificiul superior al carcasei, paleta și butucul vor efectua o deplasare in sens orar. Unghiul de basculare în cazul rotoarelor cu o singură paletă este de obicei 270..2800. Notând pi presiunea de intrare, pe cea de ieșire si b lățimea paletei, forța hidrostatică pe paletă este , iar punctul de aplicație

Așadar momentul la arbore are valoarea:

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 : .

Dacă se cunoaște debitul din relația anterioară se poate determina viteza unghiulară medie: .

Datorită frecarilor și pierderilor volumice, momentul și viteza unghiulară sunt mai mici. Notând ηm randamentul mecanic și ηv cel volumic, valorile reale sunt :

; .

Motoarele oscilante sunt utilizate pentru momente pana la 7500 daNm si presiuni pana la 200 daN/cm2. Cand unghiul α nu trebuie sa fie prwea mare se realizeaza constructii cu mai multe palete.

II.4.2. Pompă hidraulică volumică specială cu două palate

·Dimensionarea pompei speciale

Alegem un flotor de volum:

Forța care acționează pe flotor este: (18)

(19)

Fa – Forța arhimedică

Alegem lungimea “L” a pârghiei flotorului L = 2 m

Momentul la arborele pompei este: Ma = F · L = 3 · 104 N · 2 m = 6 · 104 N ·m (20)

(21)

Fp – Forța pe paleta pompei Fp = Δp · b(R – r) (22)

b – Lățimea palei (23)

Puterea dezvoltată de factorul oscilant este: P = Ma · ω (24)

(25)

ω – Viteza unghiulară medie a arborelui.

T – Perioada de oscilație a flotorului.

Pentru o perioada T = 4s rezultă din relația (25) :

ω = 1.5 s-1

Din relațiile (24) si (20) obținem:

P = 9 · 104 W

Această putere mecanică este transformată de pompa în putere hidraulică:

(26)

(27)

Viteza medie a palei este (28)

Q = 2 · S · u = 2b · (R – r) · ω = ωb(R2 – r2) (29)

b(R2 – r2) = (30)

Arborele este solicitat la torsiune de momentul Ma determinat de relația (20)

Prin urmare putem scrie: (31)

(32)

(33)

Alegem constructive lățimea pompei: b=1.6 dm (34)

Din relația (29) ținând cont de relațiile (32) si (33) obținem:

(35)

CAPITOLUL III

Agregate de transformare a energiei hidraulice în energie electrică

III.1. Agregat hidromotor-generator electric

Hidromotor cu debit variabil

Preț : 1300$- 2600$

Generator electric- 1 MW

Preț : 169000 $

Calculul hidromotorului cu pistonașe axiale de la agregatul hidromotor generator M.T.H.C.3.0

Puterea de 3,8 Mw se transmite hidromotorului

(36)

Am notat în relația 36 cu ηt randamentul instalației.

Puterea dezvoltată de hidormotor Pm = 2,8 MW, iar debitul Q = 0,15 m3/s

Alegând turația hidormotorului n = 1000 rot/min, rezultă Q = n · q

0,15 · 106 cm3/s = q · 1000 rot/s (37)

q = 60 · 103 · 0,15 cm3

Am notat cu q – cilindreea hidromotorului

(38)

Alegând excentricitatea e = 2 cm și numarul de pistonașe z =9, obținem

9 · 103 cm3 = · 2 · 2 cm · 9

unde d este diametrul unui pistonaș

III.2 Agregat turbina Pelton-generator electric

Contribuții privind creșterea randamentului mecanic la turbinele Pelton

Micșorarea reacțiunilor în lagărele de alunecare ale arborelui turbinei conduce la o creștere a randamentului mecanic prin micșorarea pierderilor de putere prin frecare, Pml .

= M· (39)

M=·R· (40)

µ – coeficientul de frecare în lagǎre;

dt -diametrul fusului arborelui;

ω – viteza unghiularǎ a rotorului turbinei;

Mf – momentul de frecare din lagǎr.

Relația (39) ne dă pierderea de putere prin frecare iar relația (40) ne dă momentul de frecare. Observăm că micșorând reacțiunea R din lagăre, micșorăm direct proporțional pierderile de putere . Un sistem de forțe se reduce într-un punct la un torsor ;format dintr-o rezultantǎ , și un moment rezultant .

(41)

În relația de mai suseste vectorul de poziție al forțeifațǎ de punctul de reducere „O”.

Atunci când avem mai multe injectoare identice plasate pe un rotor condiția de a avea un torsor al forțelor hidrodinamice cu forța rezultantă nulă este ca poligonul forțelor hidrodinamice 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 avem patru jeturi identice axele lor formează un pătrat circumscris cercului de diametru ,,D” al rotorului.

Dacă avem două jeturi dispunerea lor trebuie astfel făcută încât să creeze prin forțele lor hidrodinamice un cuplu al arborelui rotorului.

Deci axele lor vor fi paralele.

Mai putem vordi în cazul turbinelor Pelton cu rotoare cu cinci sau șase injectoare identice care pentru a crea, prin forțele hidrodinamice dezvoltate de jeturile lor un torsor de rezultantă nulă, ele vor fi astfel dispuse pe rotor încât axele lor sa creeze un pentagon regulat, respectiv un exagon rezultat circumscris cercului de diametru ,,D” al rotorului turbinei. În toate situațiile pentru același rotor toate jeturile prin forțele dezvoltate trebuie să creeze momente mecanice de același sens.

Prin urmare dacă notăm cu ,,i” numărul de jeturi identice, torsorul dat de relația (41), pentru cazul turbinelor Pelton va avea forma:

(42)

S-a ținut cont în relația (42) de faptul că vectorul de poziție al forței hidrodinamice este ||= , iar unghiul dintre cei doi vectori este , deoarece axa jetului este tangentă la cercul de diametru , în conformitate cu fig. (2.13).

Dacă se respectă relația (42) în cazul turbinelor Pelton, reacțiunea în lagărele turbinei va fi tocmai greutatea rotorului.

În continuare printr-un calcul corect de dimensionare putem reduce la minim această greutate, fapt care conduce la prețuri de cost minime și pierderi prin frecare în lagăre deasemenea minime.

În această situație momentul de frecare este dat de relația:

M=·G·

Din relațiile (40) și (41) rezultă că reacțiunea în lagăre este tocmai greutatea proprie a rotorului de turbină.

Reacțiunea = rezultă din condițiile de echilibru ale rigidului (rotorului) date de relațiile (3.2.4):

=0 =0

Pe de altă parte păstrarea unei turații cvasiconstante, necesare păstrării frecvenței de 50Hz la generator ar cere un rotor de greutate mare, fapt ce rezultă din ecuația de mișcare a agregatului turbină-generator electric dată de relația:

(43)

unde J este momentul de inerție mecanic al tuturor pieselor rotitoare în raport cu axa Δ a agregatului:

J= (44)

J= (45)

Relația (45) ne arată că rotorii de turbină Pelton având cupele dispuse la distanța de axa Δ, fig.3.1 vor avea suficient de mare, astfel încăt frecvența în rețea să se păstreze cvasiconstantă.

Din relația rezultă că pentru aceiași putere P, prin creșterea vitezei unghiulare ω respectiv a turației n la arborele turbinei, putem micșora momentul de torsiune Mt și în acest fel micșorăm diametrul arborelui rotorului de turbină.

Prin creșterea numărului de injectoare creștem turația specifică n a turbinei și implicit turația n a turbinei pentru puterea P și căderea H cunoscute,dupǎ cum rezultǎ din relațiile (46), (47) .

ns=n· (46)

ns=246,8·· (47)

unde d reprezintă diametrul jetului iar D reprezintă diametrul de dispunere al cupelor iar i numărul de injectoare, fig.3.2. Agregatul turbinǎ hidraulicǎ generator electric dintr-o centralǎ hidroenergeticǎ transformǎ puterea hidraulicǎ a apei în putere mecanicǎ ,care se transformǎ apoi in generator in putere electricǎ P=UI. în relațiile de mai sus:=103kg/m3 este densitatea apei,g=9,81 m/s2este acceleratia gravitationala,Q-debitul , H-căderea trubinei.

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 hidrodinamice de pe cupele turbinei,forțe date de jeturile 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.

Practic, regimul de ambalare apare cănd se anulează momentul rezistent (din cauza unui scurtcircuit la generatorul electric). În acest caz în conformitate cu ecuația de mișcare a agregatului (45), turația va crește până când se anulează și momentul motor Mm.

Acest moment se anulează când forța hidrodinamică se anulează. Din relația (43) 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 de frecare, turația de ambalare este: na=1,8n.

La această turație forța centrifuga care acționează asupra palei este:

În fig. 3.3 este reprezentată configurația spațială a unei palete de turbină Pelton. Linia 1, după care paletele sunt atacate de un jet se numește muchie de intrare. Linia 2, de-a lungul căreia curentul părăsește cupele, se numește muchie de ieșire.

Dându-se P și H și adoptând randamentul calculăm debitul cu relația: (48)

Alegănd un număr par de injectoare z, debitul pe injector este:

Unde z este frecvent 2, mai rar 4 și 6.

Viteza de ieșire a apei din injector este: v=K· (49)

unde K = 0,97 ,este coeficientul de viteză

Din ecuația de continuitate Q=·v rezultă diametrul jetului d0.

Pentru un randament maxim diametrul de dispunere a palelor este:

D=(1318)·d0 (50)

Turația dublu unitară, n11 este dată de relația: (51)

Cunoscând turația n11 funcție de cădere se calculează turația de regim a rotorului turbinei din relația (51).

Turația maximă (de ambalare) a rotorului se obține pentru mersul în gol, în cazul anulării momentului rezistent și este: =1,8· (52)

Forța hidrodinamică dezvoltată de jet pe cupă este: =·Q·(v-u)·(1-cos) (53)

Din condiția de randament maxim rezultă că: uunde: u=

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:

(54)

La pornirea turbinei, când u=0, rezultă că forța hidrodinamică la pornire este:

=2··Q·V=2 (55)

Deoarece dimensiunile cupei depind de mărimea forței hidrodinamice aceasta se poate reduce reducând debitul la pornire, mărind astfel timpul de pornire. · = · (56)

Relația (56), Jred este momentul de inerție mecanic redus al agregatului format de turbină și generatorul electric.

Timpul de pornire este dat de relația: = (57)

În relațiile (56) și (57) am notat cu ε accelerația unghiulară la pornirea agregatului, iar cu viteza unghiulară nominală (de regim).

Relația (57) s-a scris în ideea neglijării momentului rezistent de frecare din lagărele agregatului.

Pentru a putea calcula cupa cu forța Fh și nu cu Fhp punem relația (54) sub forma:

(58)

Am notat în relația (58) Q(t) debitul la timpul t în faza de pornire a agregatului, cu condiția ca acest debit să dea aceeași forță hidrodinamică pe cupă, Fh.

Din relațiile (54), (55) și (58) rezultă: (59)

Valoarea accelerației unghiulare, este dată de ecuația de mișcare a mașinilor scrisă sub forma dată de relația (57), unde observăm că momentul motor Mm este creat de forța hidrodinamică:

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 repede la turația nominală este necesar ca timpul de pornire al agregatului să fie cât mai mic, motiv pentru care pornirea se face in gol. Un alt motiv pentru care se face pornirea in gol al agregatului este acela că frecvența curentului electric este direct proporțională cu turația n deci vom avea la pornire frecvențe mai mici de 50Hz ale curentului electric.

Pentru un calcul mai precis al accelerației unghiulare , în faza de pornire a agregatului, atunci relația (57) se scrie ținându-se cont de valoarea momentului rezistent de frecare din lagărele de alunecare ale agregatului: (60)

unde, Ri este raza fusului, Ni este reacțiunea creată în lagăre de greutățile rotorului turbinei și rotorului generatorului electric, iar i este coeficientul de frecare.

Din ecuația de continuitate rezultă: V (61)

În relația (61) am notat cu v viteza apei la ieșirea din injector iar cu 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 consideră că aparțin unui tub de curent ce urmează traseul conductei de aducțiune, conductă forțată) este:

(62)

În relația (62) presiunile statice p1 și p2 sunt egale cu presiunea atmosferică , unde H este diferența de nivel dintre suprafața lacului de acumulare și axul rotorului turbinei, (căderea brută a turbinei), iar α1 și α2 sunt coeficienții Coriolis.

Admițând aproximațiile uzuale v1≈0 iar α2≈1 precum și precizările făcute mai sus, din relația (62) rezultă:

(63)

În calculele de dimensionare a turbinelor Pelton relația se trece sub forma:

În relația (64) coeficientul de viteză Kv ține cont de pierderile de sarcină longitudinale și locale pe conductele de aducțiune și forțate, și are valoarea .

Din relațiile (61) și (63) rezultă:

(64)

Din fig.3.4 rezultă: (65)

; (66)

Din relațiile (65) și (66) rezultă: (67)

Din relațiile (64) și (67) se determină legea de deplasare a acului injectorului în funcție de timp x(t) în faza de pornire a turbinei, lege ce asigură o forță hidrodinamică constantă pe paletă.

(68)

Calculul de dimensionare al cupei rotorului, al arborelui rotorului și al discului se poate face astfel cu o forță hidrodinamică de două ori mai mică 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.

Din relația (68) rezultă :

(69)

t=0; t=tp;

Legea de acționare a acului injectorului în funcție de timp este dată de relația (69).

cupa schematizată, articulată în „A” și rezemată în „B”

secțiune prin cupă, în dreptul articulației „A”

Schematic,în vederea dimensionării, cupa din fig. 3.3 o putem reprezenta ca în fig. 3.6(a), o grindă articulată în A și simplu rezemată în B.

În baza diametrului d0 se stabilesc dimensiunile l1 și l2 ținând cont de tabelul 3.7.

Tabelul 3.7

Din condițiile de echilibru ale cupei rezultă relațiile:

=0 ·-·=0 =

=0 -=0

=0 =+ (70)

În relația (71), Fc este forța centrifugă: =m (71) unde am notat cu m masa cupei.

Forța de reacțiune din articulația A este: = (72)

Din fig. 3.6 rezultă că forțele RA și RB foarfecă bolțurile de prindere a cupei pe disc în două secțiuni. Prin urmare putem scrie relațiile: = (73) = (74)

Cunoscând din relațiile (73) și (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 la strivire:

= (75)

Din relația (75) rezultă grosimea discului bd .

Cele două brațe ale cupei din fig. 3.3 sunt solicitate în zona bolțurilor la strivire, deci putem scrie relațiile: = (76)

= (77)

Din aceste relații rezultă grosimile și ale brațelor cupei.

Secțiunea paletei în articulația A fiind redată în fig. 3.6(b) putem scrie relația:

= (78)

unde, pe baza figurii 3.6(a): =· (79)

iar (80)

Relația (80) a ținut cont de cele două brațe ale paletei (Fig. 3.2)

Pe baza relațiilor (78), (79), (80) putem determina înălțimea a paletei în zona articulației A. În scrierea relației (80) s-a ținut cont de cele două brațe ale cupei.

În reazemul B forța RB solicită brațele și la forfecare, deci putem scrie relațiile, având în vedere cele patru secțiuni de forfecare: = (81)

Din relația (81) rezultă h: =

În cazul turbinei cu un injector, forța hidrodinamică Fh se reduce în axul arborelui turbinei la torsorul:

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:

=··· (82)

Am scris relația (3.2.44) ținând cont de momentul de frecare:

=·· (83)

Am notat în relațiile (82) și (83) cu coeficientul de frecare și cu diametrul arborelui în lagăr (diametrul fusului).

În fig. 3.8(a) este redat arborele turbinei Pelton cu un singur injector, iar în fig. 3.8(b), arborele turbinei Pelton cu două injectoare, diametral opuse.

În cazul din fig. 3.8(b), cele două forțe hidrodinamice formează un cuplu. Deci torsorul de reducere al lor în axa arborelui este momentul de torsiune .

Avantajul turbinei cu două injectoare (sau cu patru ori șase) este obținerea unui diametru de arbore mai mic pentru aceeași putere și turație pe de o parte, iar pe de altă parte este anularea pierderilor prin frecare în lagăre datorită anulării reacțiunilor (am neglijat reacțiunile datorate greutății rotorului), prin urmare avem o creștere a randamentului mecanic al turbinei.

Arborele turbinei pentru un injector se dimensionează pe baza relațiilor:

= (84)

Unde: Wz – modulul de rezistență axial al arborelui :

Me – momentul echivalent

(85)

Relația de dimensionare a arborelui turbinei pentru situațiile în care avem două injectoare este:

(86)

Unde modulul de rezistență polar al arborelui este : (87)

Din relațiile (82),(83) și (84) rezultă (88)

Din relațiile (85) și (86) rezultă (89)

Prin relațiile (88) și (89) se scote în evidență avantajul turbinei cu două injectoaredin punctul de vedere al diametrului arborelui turbinei:

Randamentul mecanic este dat de relația :

(90)

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 rezultă .Prin urmare s-a realizat o creștere importantă a randamentului mecanic .

Nu este recomandată realizarea unei turbine cu 2 injectoare, ca în fig. 3.11, deoarece cele 2 forțe hidrodinamice se reduc pe axa arborelui la un torsor:

Torsorul creează solicitarea arborelui la torsiune și încovoiere, precum și diminuarea randamentului mecanic, așa după cum am menționat înainte.

Modulul forței rezultante creată de cele două injectoare este: (91)

CAPITOLUL IV

Schema bloc a instalației de obținere de obținere a energiei electrice

din energia valurilor

1. Sistem de pompare

2. Conductă de aducțiune

3. Agregat de transformare a energiei hidraulice in energie electrică

4. Sistem de colectare ulei

5.Hidrofor

Toate instalațiile pe care le vom studia sunt alcătuite dupa schema bloc din Fig.4.1. După cum rezultă din figură o instalație este formată din ‘N’ sisteme de pompare (1) conectate in 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 hidraulica în energie electrică.

Generatorul electric al agregatului este antrenat fie de un hidromotor, fie de o turbină, care de obicei este o turbină Pelton.

Numarul “N” de sisteme de pompare se recomandă a fi ales pe domeniul 100 < N < 1000.

Dacă un sistem de pompare Qs atunci debitul instalației este Q = N ∙ Qs.

Se alege pentru suprapresiunea dată de sistem Δp = 200 ÷ 400 bar

Puterea data de instaltie este : P = η ∙ Δp ∙ Q [92]

unde η – randamentul instalatiei

IV.1. Părți componente ale schemei bloc

Conducte oțel-carbon

Diametru interior 200-820 mm

Testate la 500 bari

Lungimi : 5-12m

600$-800$ / tonă

Supape de siguranță 12$ / buc.

Fig. 4.3

CAPITOLUL V

Schemele instalațiilor de obținere a energiei electrice din energia valurilor

V.1. Schemele de instalații de obținere a energiei electrice din energia valurilor dotate cu mecanisme de pompare – sunt redate in fig. 5.1, 5.2, 5.3

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

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

V.2 Scheme de instalații de obținere a energiei electrice din energia valurilor dotate cu mecanisme de transformare – sunt redate in fig. 5.4, 5.5

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

N ∈ [100 – 1000]

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

V.3. Scheme de instalații dotate cu pompe speciale – sunt redate in figurile 5.6, 5.7, 5.8, 5.9

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

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

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

V.4. Scheme de instalații dotate cu mecanisme de multiplicare – sunt redate in figurile 5.10,5.11

CAPITOLUL VI

Schemele cinematice ale mecanismelor de acționare ale pompelor

de pe instalațiile de obținere a energiei electrice din energia valurilor

VI.1. Schemele cinematice ale mecanismelor de acționare a pompelor clasice cu piston – sunt redate in figurile 6.1 ,6.2

Dimensionarea flotorului.

Se dau datele de proiectare :

• Volumul flotorului V=4 m3

• Raza flotorului R=0,7 m

• L= 2 m

• l= 0,2 m

• Înălțimea valului hV =1 m

•Grosimea pistonului gP =50 mm

• Numărul de instalații ni =100

•Suprapresiunea Δp=30 a

|F̅31| = |F̅31|

P = ɳ·ρ·g·H·Q = ɳ·Δp·Q P – puterea turbinei Q – debitul instalației

Δp = p – po = ρ·g·H Δp – suprapresiunea

dL = dE

Δp = 30 · 105 N/m2

FA = ρH2O·g ·v FA – forța arhimedică

ρH2O = 103 kg/m3 →FA = 4·104 N

ΣF = 0

FA-G=F

G = = 2·104

V = π·R2·Lf → Lf = 1,81 Lf – lungimea flotorului

ΣMo = 0 Condiții de echilibru al unui rigid

ΣFy = 0

ΣMo = 0→ F·L-F31·l-F13·l=0

F31 = = 104=100000 N

ΣFy=0→ F-F31+F13-Ro=0 → F=Ro=100000 N Ro-reacțiunea din articulație

Din fig 6 →Δp= 30·105 N/m2 = → Δp·t=F

t =· DC2 F13 – Δp· DC2=0

F13 = Δp · DC2

100000=30·105 · DC2

1 = 30· DC2 DC2 = = 0,2 m DC – diametrul cilindrului

Δ0A'A''~ΔB'BO

OA'' = L · cos = 2· = = 1,71 m

hC=gp+2x+Δl →hC=0,05+2·0,11+0,05=0,1+0,22=0,32 m= 320 mm

Δl=5mm

Δl- spațiu de siguranță, hc-înălțimea cilindrului

M=3n-2C5-C4=9-8=1

n=3, C4=0

C5= (0,1) –cuplă cinematică de rotație

(1,2) – cuplă cinematică de translație

(2,3) – cuplă cinematică de rotație

(3,0) – cuplă cinematică de rotație

VI.2. Schema cinematica a mecanismului de transformare

Nr. buc.

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. 6.5, 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 arborele 9, și arborele 10 rămâne fix deoarece cuplaul 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.Ca să obținem mișcarea la arborele 12 în același sens montăm 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, prin construcție acest mecanism poate multiplica mișcarea cu raporul de multiplicare : it=i12·i45 (1) când mișcarea se transmite prin arborele 9.Când mișcarea se transmite prin arborele 11 raportul de transmitere este :it’=i12 ·i23 ·i67 (2).

Alegem constructiv i23= =1 (3) ; i45=i67 (4)

Funcție de numărul de dinți ai roților relația (4) devine : = (5)

Alegând i12=i45=i67=10 obținem it=it’=102 (6)

Pentru ϕ1= , obținem it=i12·i45= · = · = · = =100 (7). ϕ5=100· (8).

În figura 6.7, se reprezintă flotorul în mișcarea de oscilație cu ±α, produse de valurile mării.Dacă perioada mișcării este de T=4s, atunci unghiul ϕ1 , se realizează într-un timp t=1s.Deci

ω1= = ·s-1 ; ω5 == 100 · ·s-1 = (9).

np= =500 (10).

Dacă alegem i12=i45=i67=15 obținem np=1125 rotații/ minut.

Pentru a diminua diametrele roților, vom monta pe roata din poziția 1 patru roți poziția 2. Deci vom avea 2 arbori poziția 9, montat la 180o și alți 2 arbori poziția 10 ,montați deasemenea la 180o.

q-volumul pompei la o rotație

–turația la pompă

Alegem

η=0,8

Lf=lucru mecanic dat de flotor

-momentul la flotor

Alegem

Pu – puterea utilă Pc – puterea consumată

N=100

N=100

Cele două roți dințate:

-forță radială

→pe baza acesteia se determină modulul roților dințate

Calculul dimensiunii flotorului:

G=F=20000N

Nr. buc. 1. Arbore de intrare ……………………………….. …..M.M.H.1.2.1 …………………………….1

1*. Roata dintata I ……………………………………… M.M.H.1.2.2 …………………………….1

2. Arbore intermediar …………………………….. ….M.M.H.1.2.3 ……………………………..2

2*. Roata dintata II ……………………………………..M.M.H.1.2.4 ……………………………..2

21*. Roata dintata III …………………………………..M.M.H.1.2.5 ……………………………..2

3. Arbore de iesire ……………………………………….M.M.H.1.2.6 ……………………………..1

3*. Roata dintata IV …………………………………….M.M.H.1.2.7…………………………….1

CAPITOLUL VII

Sisteme de pompare

VII.1 Sisteme de pompare cu pompe clasice

Pistoanele pompelor clasice primesc mișcarea de la pârghiile flotoarelor prin intermediul mecanismelor de pompare (fig.6.2, fig.6.2). La aceste sisteme de pompare, pârghiile flotoarelor sunt articulate la elementul de bază printr-un bolț de articulație (articulația O din fig. 8.1,8.2)

VII.2 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. 6.3. În fig. 7.1,7.2,7.3 sunt redate schemele instalatiilor dotate cu mecanisme de transformare

Nr. buc. 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

VII.2.1 Functionarea sistemului de pompare M.T.H.C.1.0

1 Flotor asamblat––––––––M.T.H.C.1.1.0

2 Mecanism de transformare––––M.T.H.C.1.2.0

3 Pompă cu piston radial–––––-M.T.H.C.1.3.0

4 Rezervor ulei–––––––––M.T.H.C.1.4.0

5 Conductă aspirație–––––––M.T.H.C.1.5.0

6 Conductă refulare–––––––-M.T.H.C.1.6.0

P = η · Δp · Q

Q = N · Q*

N ϵ [100 ÷ 1000]

Δp ϵ [200 ÷ 400] bar

Funcționarea sistemului de pompare M.T.H.C.1.0 (Figura 7.2 )

Asupra flotorului M.T.H.C.1.2.0 acționează o forță verticală F1 și forța orizontală F2 (vezi Figura 7.4 a). Forța F1 este rezultanta dintre forța arhimedică ce acționează asupra flotorului și greutatea flotorului, când flotorul este sub val.

Pentru volumul de 4 m3, rezultă (93)

Forța orizontală F2 este dată de relația : (94)

În relația (94) suprafața S reprezintă proiecția flotorului pe un plan

normal la viteza relativă v, unde v=vv-vp (95)

vv-viteza valului,vp-viteza pistonului față de cilindrul pistonului.

Constanta =2,3 am luat-o din cartea ”Hidraulică și mașini hidraulice” de Anton Viorica, pentru un corp semicilindric.

ρ=103 m/s

Pentru vv= 2,5m/s și vp=0,5m/s rezultă : F2=2,3·6 m2 ·103 kg/m3 · 22/2 m2/s2 =2,3 ·12·103 N = 2,76·104N.

Alegem lungimea maximă Lmax=2,5 m și Lmin=1,5 m, unde Lx reprezintă lungimea flotorului la un moment dat, când flotorul se află sub acțiunea celor doua forțe F1 și F2, când acționeaza forța arhimedică pe traseul OAB (Fig.7.4 b).

Lucrul mecanic elementar dezvoltat de cele două forțe este :dL=Mdα (96)

M = F1·cosα·Lx + F2· sinα·Lx (97)

Din (4) și (5) rezultă : dL=( F1·cosα·Lx +F2· sinα·Lx) dα (98)

Luam Lx=Lm= (99)

Relațiile (97) și (98) le-am scris in baza figuri 7.4 a

Relația (99) s-a obținut prin integrarea relației (97) ținând cont de (98).LAB=LOA.

Deci lucrul mecanic pe perioasa când acționează forța arhimedică este :

L1 = 2LOH = 2Lm (0,7 ·2·104 N +0,3·2,8·104 N)

= 2·2·104·(1,4+0,84) N·m =8,96·104 N·m (100)

Când flotorului se află în porțiunea BCD (fig.7.4 b), acționează pe flotor numai greutatea flotorului G, care fiind egală cu F1, putem scrie Lz=2Lmax·0,76=2·2·0,7·2·104 N·m =5,6·104 N·m (101)

Puterea medie dezvoltată pentru o oscilație completa a flotorului este :

(102)

Pentru N flotoare puterea va fi :P=N·P. Dacă luăm N=100, avem P=3,8 MW.

Această putere se transmite pompei cu pistonșe axiale 3, prin intermediul mecanismului de transformare. Dacă raportul de multiplicare este ijp= =100(103),

pentru ϕj= avem ϕp=100· .Acest unghi ϕp se realizează la arborele pompei în timp de t = (flotorul parcurge distanța OA).

Deci (104)

Pentru randamentul mecanismului de transformare ,

ɳ m=0,8, pp= ɳ m·p1=0,8·3,8·104=3,04·104 W (105)

Pentru randamentul pompei ɳ p=0,9 avem Q1·Δp= ɳ p·pp (106)

Luând suprapresiune dată de pompa Δp=200 bar obținem din (105) și (106):

(107)

Am notat cu Q1, debitul dat de o pompa.Debitul dat de N=100 pompe este :

Q’=100Q1=0,135 (108)

Din figura 7.3 a. rezultă forța pe tija pistonului: F=F2cosα-F1sinα (109)

Pentru α= rezultă: F=(2,8 ·0,86 -2 · )·104 N =1,24·104 N (110)

Din figura 7.3 a. rezultă: (111)

Debitul dat de cilindru hidraulic este: Q2= (111). S-a împărțit la doi pentru ca forța F2 pe cilindru actionează ,când acționează pe flotor forța arhimedică:

Q2=·6,2·10-4 ·0,5=1,5·10-4 =0,15·10-3m/s (112)

Debitul Q’’ dat de N=100 cilindri hidraulici este Q’’=100Q2=0,015 .

Debitul Q ce ajunge la hidromotor este :

Q=Q’+Q’’=(0,135+0,015) =0,15 (113)

Δpm=Δp-Δpp

unde Δpm = suprapresiunea la hidromotor și Δpp-pierderea de presiune pe conducta de lungime “l” și de diametru “d”.

atm (114).

Am notat în relația (114) ρ-densitatea uleiului, λ-coeficientul pierderilor liniare,l-lungimea conductei de transport,d- diametrul conductei, v-viteza uleiului in conductă.

Am ales v=5 și am calculat diametrul din relația : Q=S· v .

Puterea dezvoltată de hidromotor este :

(115)

Această putere s-a calculat pentru un unghi de rotire αmax= ,deci pentru o înălțime a valului : hv=(Lmin·cosα+λj)m=(1,5· +0,7) m = 1,7 m

Pentru o înălțime medie a valului de 0,5 m puterea media a hidromotorului Pmed=2,8· ≈0,9 MW. Energia dezvoltată annual de agregat este : Ean=Pmed·tan=0,9 MW ·8760

Costul acestei energii este :C= Ean·pc=0,9 ·8,760 ·103kW ore/an · 0,5lei/kW ora =3,94 · 106lei/an ≈ 0,89· 106 € (116)

Se poate observa că momentul M’ are valoarea maximă pentru α =

și Ln=Lmin=1,5 m (117)

M’max=(F1+F2) ··1,5 N·m=4,8 · 0,7· 1,5 ·104 N·m≈50 ·104 (31) N·m.

Diametrul arborelui M.T.H.C.1.2.0, este dat de relația :

(118)

Calculul volumului la o rotație al pompei „q”. Q1-n ·q· ηvp (118).

Se consideră randamentul pompei ɳ vp= 0,95.

(119)

Pentru pompa cu pistonașe axiale avem (120)

Alegând numărul de pistonașe z = 7, excentricitatea e = 1 cm, se calculează diametrul unui pistonaș din relația (120); (121).

(122).

(123), unde ηm este randamentul total al hidromotorului.

(124)

(125).

Din (124) și (125) obținem : ; (126).

Lx = 1,5m și α =

(127).

(128)

(129)

(130)

În relațiile de mai sus am notat : Mp – momentul la arborele pompei

dp – diametrul arborelui pompei pozitia 3 din figura 7.2

τat – tensiunea tangențială admisibilă la solicitarea de torsiune

VII.2.1.2 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 la 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 se notează cu (fig….). Acțiunea fluidului asupra corpului se reduce la o forță rezultantă și un cuplu, . Forța se poate 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 rezistenței la înaintare stabilită de Newton, sub forma :

;

.

unde și 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 aplicate obstacolului, luat față de un punct sau o axă, sub forma : ,

unde este coeficientul de moment si l o lungime caracteristică. Pentru fluide incompresibil, coeficienții , și , pentru un corp dat, depind de numărul Reynolds.

Pentru un profil dat (funcționând într-o aripă de lungime infinită), variația coeficientului de portanță și rezistență in funcție de unghiul de incidență i se poate vedea in figura…. Se observă că portanța crește cu incidența până la un maximum, Cz max, care poate atinge valori cuprinse între 0,9 și 1,5, în funcție de geometria profilului. Aceste valori maxime corespund unor unghiuri 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 figura 7.6 se remarcă incidența i0, numită incidențp de portanță nulă, la care portanța își schimbă sensul. Coeficientul de rezistență Cx, are numai valori pozitive, prezentând un minimu în zona incidențelor mici.

În figura… s-a reprezentat și curba Cz/Cx = f(i), raportul Cz/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 efect al vâscozității fluidului. În 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 dS 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: .

Rezistența de frecare se poate determina dacă se face o analiză a stratului limită 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 stratului 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 secundare, 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 SFEREI

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:,

unde . El variază cu numărul Reynolds al sferei . Se prezintă câmpul hidrodinamic în jurul unei sfere la diferite valori ale lui . Considerând că numărul Reynolds este un raport al forțelor de inerție la forțele de frecare, numărul Reynolds mic înseamnă forțe de frecare mari. Pentru , liniile de curent înconjoară sfera, câmpul hidrodinamic prezentând simetrie și față de un plan transversal. În acest domeniu este valabilă legea lui Stokes: (sau ), stabilită în ipoteza neglijării forțelor de inerție. Pe măsură ce crește, forțele de inerție câștigă din importanță și obstacolul se îconjoară cu un strat limită laminar. Pentru , 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 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 , în aval de sferă se formează o dâră care este o zonă foarte agitată, unde viteza și presiunea variază incoerent, iar coeficientul de rezistență, care a scăzut tot timpul, se stabilește la o valoare . 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 scade destul de rapid, atingând valori apropiate de 0,1, pentru a se stabili apoi la . S-a reprezentat variația lui cu numărul Reynolds. Valoarea critică a numărului Reynolds la care are loc căderea curbei depinde de gradul de prelucrare al obstacolului și de turbulența curentului. Dacă turbulența este pronunțată, trecerea de la stratul limită laminar 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 curentului. În acest scop se confecționează o sferă cu pereții foarte bine prelucrați, având un diametru d=22cm , fixată pe un suport montat în axa sferei, în partea opusă curentului.

Se ridica curba . Se considera după Dryden că numărul Reynolds critic al sferei este acela pentru care =0.3. Relația între critic și gradul de turbulență al curentului este dată în tabelul 7.7. 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 ia valoarea zero (dupa Hoerner ) sau (după Platt).

Curbele pentru un curent 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 normală 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 figura 7.6, care pune în evidență domeniul de trecere de la strat limită laminar la turbulent. Dacă cilindrul este de lungime finită, rezistența la înaintare scade comparativ cu a cilindrului de lungime infinită, pentru valori mijlocii ale numărului Reynolds . Acest lucru se explică prin aceea că presiunea medie din dâră fiind mult mai inferioară celei din amonte, există treceri ale fluidului pe la capetele cilindrului. Acest fenomen este cunoscut sub denumirea de 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 pentru orice obstacole de tip sferă sau cilindru (mișcare tridimensională sau bidimensională).

Tabel 7.7

VII.2.2. 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 Lf = Lm și debitul Q2 este nul, datorită lipsei cilindrului hidraulic pe flotor.

Lucrul mecanic dezvoltat de cele două forțe este : dL = Mdα = Lf (F1cosα + F2sinα) dα (131)

F1 = 2 ∙ 104 N

F2 = 2,76 ∙ 10 4 N

Integrând relația (131) obținem în acest caz :

(132)

Putem considera forța F1 să fie egala cu forța arhimedică dacă neglijăm greutatea flotorului. În acest caz :

Puterea dezvoltată va fi in acest caz

(133)

Forța unde v este viteza valului v = 2 m/s

Dacă se consideră v = 4 m/s, păstrând constante cx = 2,3 și S = 6 m2 rezultă F2 = 11,04 · 104 N

Relația (132) devine în acest caz :

L = (5,6 + 6,6) · 104 N · m = 12,2 · 104 N · m

Constatăm ca 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 largul 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.

VII.3 Sisteme de pompare cu pompe cu pistoane radiale ori pompe cu pistoane axiale și mecanisme de multiplicare

Schemele instalațiilor dotate cu mecanisme de multiplicare sunt redate in fig.7.9,7.10 si fig.7.11. Pârghiile flotoarelor regăsite in 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

VII.4 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.5.6,5.7,5.8 și 5.

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

4 Cilindru hidraulic–––––––P.O.H.R.C.1.4.0–––1

5 Distribuitor–––––––––P.O.H.R.C.1.5.0–––1

CAPITOLUL VIII

Flotoarele sistemelor de pompare

VIII.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 in fig. 8.1, 8.2.

VIII.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 8.3

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 = 300 bar; m = 100 kg; a = 1 s; vv = 5,5 m/s

Forța hidrodinamică ce acționează pe flotor este:

Fh = 1,1 ·105 N

vf = vv – vp = 5,5 – 0,5 = 5 m/s

vv – viteza valului

vp – viteza pistonului

CAPITOLUL IX

Lagăre de alunecare radiale folosite la sistemele de pompare

IX.1. Generalitati

Lagărele cu alunecare sunt organe de mașini care asigură rezemarea și ghidarea fusurilor arborilor sau osiilor. Prin intermediul suprafețelor de alunecare acestea preiau forțe radiale și/sau axiale și permit mișcări de rotație, oscilație și eventual de translație.

Lagărele de alunecare se pot clasifica în funcție de:

– regimul de frecare: lagăre cu frecare uscată, limită, mixtă (lagăre cu cuzineți poroși) și fluidă; lagărele cu frecare fluidă sunt cele mai des utilizate (datorită performanțelor ridicate) și se împart, la rândul lor în: lagăre hidrodinamice și gazodinamice, lagăre cu ungere elastohidrodinamică (lagăre cu cuzineți din materiale plastice), lagăre hidrostatice și gazostatice, lagăre cu ungere hibridă;

– direcția sarcinii: lagăre radiale (fig.9.1,a), axiale (fig.9.1,b), radial – axiale (fig.9.1,c – cazul în care sarcina radială este mai mare) și axial – radiale (fig.9.1,d – cazul în care sarcina axială este mai mare);

-forma suprafeței de frecare: lagăre cilindrice (fig.9.1,a),

plane (fig.9.1,b), conice (fig.9.1,c) și sferice (fig.9.1,d);

-poziția pe arbore sau osie: lagăre de capăt sau intermediare;

-tipul mișcării: lagăre cu mișcare de rotație completă (fig.9.1, a, b și c) și mișcare oscilantă (fig.9.1,d);

– posibilitățile de compensare a uzurilor și reglărilor de poziție: lagăre fixe și reglabile;

-posibilitățile de montaj: lagăre demontabile și nedemontabile.

Elementele constructive principale ale unui lagăr cu alunecare, sunt (fig.9.2): corpul 1, capacul 2, cuzinetul (cuzineții) 3, sistemul de ungere, organele pentru etanșare, fixare, strângere și reglare.

IX.2. Lagăre radiale utilizate la sistemele de pompare

Lagărul radial cu sectoare oscilante este prezentat în figura 9.4 , unde: D = 50; 100; 200; 300 mm;

B = 20; 40; 80; 120 mm; = 95; 177; 336; 482 mm; C = 25; 46; 88; 130 mm; H = 42; 72; 132; 192 mm.

Un lagăr radial complex, cu inel de ungere, este prezentat în figura 9.5.

Lagărele radiale pot fi realizate cu carcasă nervurată pentru intensificarea răcirii, cu cuzinet oscilant și ungere cu disc (fig.9.6).

Un lagăr radial având disc de ungere și cuzinet rigid este prezentat în figura 9.7.

Lagărele radiale pot avea zone portante multiple și circuit de ungere exterior (fig.9.8).

Bibliografie :

1. Anton I. – ”Turbine hidraulice” – Ed. Facla – Timișoara – 1979

2. Anton V. – ”Hidraulica și mașini hidraulice” – Ed. Did. și Ped. – București – 1978

3. Barglazan M. – ”Turbine hidraulice și transmisii hidrodinamice” – Edit. Politehnica, Timișoara – 1999

4. Birgher, I. A., Iysilevici, G. B. – ”Vestnik mașinostroenia rezîbovie soedinamic,

Mașinostronie”, 58(1), 1978, 54-55, Moscova.

5. Breaban V. – ”Amenajari hidroenergetice” – Universitatea “Ovidius”, Constanța – 1997

6. Buzdugan Ghe. – ”Rezistența materialelor”

7. Constantinescu V.N – ”Lagăre cu alunecare”, Editura Tenhică –1980

8. Crudu, I., ș.a. – Atlas – ”Reductoare cu roți dințate”, Editura Didactică și

Pedagogică, București, 1981

9. Crudu I. – ”Reductoare cu roți dințate”, E.D.P. – București 1982

10. Drăghici I. – ”Organe de mașini” – Probleme E.D.P – 1980, București

11. “Energie pentru lumea de mâine – Sã acționãm acum!” – publicare realizatã sub îngrijirea Editurii Academiei Române și Editura Asociației Generale a Inginerilor din România, București 2002

12. Grama I. – ”Mecanisme” – Editura Virom – Constanța. 2007

13. Grama I. – ”Randamentul turbinelor hidraulice” – Editura VIROM – Constanta 2010

14. Florea J. – ”Mecanica fluidelor si masini hidropneumatice”, E.D.P. Bucuresti 1982

15. Fediaevski C., ș.a. ”Mecanique des fluids” Moscou Izd. MIR – 1974

16. Mozorov A.A.”Utilizarea energiei apelor”Edit. Tehnica, 1952

17. Roman Baican – “Energii regenerabile” –Editura Grinta – Cluj-Napoca 2010

18. C.Herbst, I.Letea – “Resursele energetice ale Pământului” – , Editura Științifică, București, 1974

19. „Surse renegerabile de energie“ – Suport de curs – 2011, Facultatea de Inginerie Mecanicã, Industrialã și Maritimã, Universitatea „Ovidius“ Constanța

20. www.erevista.ro/viewer/revista_de_energie_verde_martie_2013

21. http://ecology.md/ecosafe

22. http://www.energyonline.ro

23. www.pelamiswave.com

24. www.ecologic.rec.ro/stiinta-tehnologie/

25. http://cleantechnica.com/annual-renewable-energy-investment-set-to-sky-rocket-by-2030/