Dezvoltarea conceptuală și aplicativă a amplificatoarelor de turație utilizate în conversia energiei eoliene sau hidro în energie electrică Domeniu:… [615937]
TEZĂ DE ABILITARE
Dezvoltarea conceptuală și aplicativă a amplificatoarelor de turație utilizate
în conversia energiei eoliene sau hidro în energie electrică
Domeniu: Inginerie mecanică, mecatronică și robotică
Autor: Conf. Dr. Ing. Săulescu Radu Gabriel
Universitatea Transilvania din Brașov
BRAȘOV, 2018
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
1
CUPRINS
Mulțumiri 3
(A) Summary 5
(B) Realizări știintifice și profesionale și planuri de evoluție și dezvoltare a carierei ….8
(B-i) Realizări știintifice și profesionale 8
Motivație 8
Introducere 9
1. Designul conceptual al amplificatoarelor planetare de turație cu angrenaje și / sa u
cu lanțuri 12
1.1. Generarea unei baze de mecanisme cu roți dințate destinate amplificări
turației în sisteme eoliene și hidroenergetice 12
1.2. Restricții tehnice și criterii de evaluare pentru un exemplu simplificat d e
design conceptual al unui amplificat or de turație dintr-un sistem eolian 26
1.3. Sistem eolian cu o sursă motoare, amplificator mecanic monomobil ș i
generator electric cu stator fix 29
1.4. Sistem eolian cu o sursă motoare, amplificator mecanic monomobil ș i
generator electric contrarotativ 35
1.5. Sistem eolian cu două surse motoare, amplificator mecanic monomobil ș i
generator electric cu stator fix 44
1.6. Sistem eolian cu două surse motoare, amplificator mecanic monomobil ș i
generator electric contrarotativ 57
1.7. Sistem eolian cu două surse motoar e, amplificator mecanic bimobil ș i
generator electric cu stator fix 74
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
21.8. Sistem eolian cu două surse motoar e, amplificator mecanic bimobil ș i
generator electric contrarotativ
85
1.9. Identificarea soluției conceptuale prin evaluarea variantelor conceptuale 96
1.10. Concluzii privind activitățile desfășur ate în cadrul direcției de cercetar e
Designul conceptual al amplificatoarelor planetare de tura ție cu angrenaje și /
sau cu lanțuri
104
2. Cercetări asupra contactelor bucșe-roată din transmisiile prin lanț
121
2.1. Determinarea experimentală a momentului de frecare 121
2.2. Determinarea virtuală a unghiului de contact 123
2.3. Modelarea geometrică a contactelor bucșe-roată de lanț 125
2.4. Modelare a forțelor din contactele bucșe-roată de lanț 131
2.5. Concluzii privind activitățile desfășur ate în cadrul direcției de cercetar e
Cercetări asupra contactelor bucșe-roată din transmisiile prin lanț 137
3. Concluzii privind realizările științifice și profesionale 140
(B-ii) Planuri de evoluție și dezvoltare a carierei 142
Activitatea didactică 142
Activitatea științifică / de cercetare 145
Vizibilitate la nivel local, național, internațional 147
(B-iii) Bibliografie 149
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
3Motto:
Fiecare copil pe care-l instruim este un om
pe care-l câ știgăm
Victor Hugo
MULȚUMIRI
În acestă teză de abilitare sunt cuprinse rezult atele cercetărilor realizate în circa 14 ani de
activitate științifică, desfășurați de către au tor, după obținerea titlului de doctor.
Deși debutul activității științifice și profesiona le a avut loc în urmă 17 ani, un prim pas a
fost făcut în urmă cu 20 de ani (pe când eram anul III de facultate), atunci când domnul
prof.dr.ing. Dorin Diaconescu m-a cooptat într -un grup de lucru pentru elaborarea unor
lucrări științifice.
Ducând mai departe ștafeta științei, și încercând să ne aventurăm pe drumuri noi pentru a
ne lăsa amprenta personală, constatăm că adevăr atele realizări au fost făcute doar alături de
cei care, pe lângă afilierile științifice au fost implicați și emotional și afectiv. Trăind această
concluzie, mă simt îndreptățit și totodată onor at să mulțumesc celor două familii care m-au
înțeles și m-au sprijinit în tot ceea ce a în semnat și înseamnă dezvoltarea mea: familiei
personale – soției și copiilor mei, pe care îi ador, și familiei științifice – prof.dr.ing.dr.H.C. Florea Dudiță care mi-a dat prilejul să intru în acest greu, dar frumos, domeniu acceptându-
mă ca și doctorand, oferindu-mi astfel ocazia de a lucra îndeaproape cu prof.dr.ing. Dorin
Diaconescu care m-a învățat că valorile care vor dăinui peste vremi sunt cele spirituale,
prof.dr.ing. Mircea Neagoe, prof.dr.ing. Co druța Jaliu, care m-au învățat că suntem
răspunzători nu numai pentru ce facem pentru noi ci și pentru ce facem în interiorul grupului
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
4de lucru și nu în ultimul rând prof.dr.ing. Radu Velicu, de la care am înțeles că răbdarea și
calmul pot merge mână-în-mână cu știința.
De asemenea, mulțumesc tuturor colegilor care mi-au oferit oportunitatea de a mă
dezvolta științific, profesional și spiritual.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
5A. SUMARY
The habilitation thesis entitled Conceptual and applicable development of speed
increasers used in the conversion of wind or hydro energy into electrical energy is part of the
author's research activity carried out during 2005-2018, after obtaining the PhD degree in
February 2005 in Mechanical Engineering at Transilvania University of Brasov.
The habilitation thesis approaches a research topic in the field of mechanical engineering
by referring directly to mechanical speed increasers used in wind turbines / hydropower plants. The interest in the implementation of renewable energy systems has significantly
increased over the past decades due to the high prices, low stocks and the negative
environmental impact of using fossil fuels. Among the renewable energy sources, the use of wind / hydro power to generate electricity is distributed worldwide as a feasible and
affordable alternative to conventional solutions.
The reason for choosing this topic is based on
the need to have a compatible
connection between the wind rotors / hydro turbines, which have increased efficiency
at low speeds, and the electric generators, which have higher efficiency at higher
speeds , therefore, loss reduction, weight, cost, and the increased conversion efficiency of
the wind / hydro system are challenges in designing the speed increaser.
The main objective of the thesis is the conceptual development of speed increasers by
elaborating, under certain conditions / requirements, of some principle solutions materialized
by optimal kinematic schemes , on which is further based the embodiment design.
My own scientific research direction refers to speed increaser with gears or chain, used to
convert wind / hydro power into electricity. This implies the development of new types of speed increasers based on the expansion of existing solutions to enable their manufacturing, testing and patenting, as well as the developm ent of kinematic models for the considered
transmissions, which poses particular prob lems. Following these goals, the work is
structured on
two research directions ; these directions contain scientific, theoretical and /
or experimental own scientific contributions, refering to: I. The conceptual design of
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
6planetary speed increasers with gears and / or chain and II. Research on the kinematics of
chain transmissions, concerning the contact point between the chain and the sprocket.
In case of speed increasers with gears, 22 conceptual solutions have been obtained
through the combination of the technical solution s identified in the state of the art, from
which, based on multi-criteria evaluations, eigh t innovative solutions have been identified for
which the kinematic and static modeling is pe rformed for the evaluation process; some of
them are already the subject of patent applications and others are in the process of drafting the patent documents. The study of planetary speed increasers used in renewable energy systems that are generated by reversing the energy flow in gear transmissions was the subject of the research grant
no. 4GR28052007 / 28.05.2007 , in which the author was part
of the team. The research on chain speed increasers allowed two patents to be obtained, one of which was manufactured to be implemented in a microhydropower plant, as the outcome
of the PNII research contract
no. ID 140 / 2007-2010 . The study of these types of chain
speed increasers has led to the second research direction which deals with the problem of
transmitting forces between the chain and sprocket for each contact point; thus, a first step consisted in choosing a bush-type transmission for which the
point of contact between the
bushing and the sprocket was kinematically analysed by varying the significant parameters.
This kinematic study is part of a re search grant in which the author is scientific manager –
responsible for chain testing (Chain Drive Systems – Dynamic Tribology, Contract with
Schaeffler, No. 4029 / 26.03.2008, Act No. 3 / 01.02.2012 ); in this study, different types of
chains and wheels geometries are addressed, which can significantly influence the transmission dynamics and the friction losses.
The results presented in this habilitation thesis represent the scientific research carried
out by the author after obtaining of the PhD degree and are gathered within 4 research
grants, 2 patents and 4 patent applications, 11 papers indexed in ISI journals, 22 ISI / BDI
indexed articles and 31 other articles published in non-indexed conferences.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
7These results supported the elaboration of 6 monographs (for the monograph The Role
of Mechanisms in Sustai nable Energy Systems received, together with the other authors, the
”Constantin Budeanu” Romanian Academy Award) and of 2 textbooks; these materials are
used as reference in the disciplines of Mechanisms, Conceptual Design, Product Design
Basics and Wind Systems .
Although these directions seem to be covered in deep, they open new horizons for
innovative research by implementing them in the conversion of wind / hydro power into
electricity; thus, the following new directions can be mentioned: The expansion of the base of
speed increasers that allow extra power input, by increasing the output torques with
counter-rotating transmissions, Dynamic developments regarding the influence of the static
torques at the speed increasers starting, Study and dynamic behavior of the chain
transmissions concerning the distribu tion of forces on each tooth etc .
In the end, the habilitation thesis is presenting synthetically the evolution and
development plan of the author's teaching, scientific and academic career, in which he emphasizes the way he will continue his activity in the specified research topics; the extension of the research methodology for the development of the ideas previously formulated is envisaged in
future developments, which will allow teaching and research
activity involving bachelor, master and PhD students from the Faculty of Product Design and Environment. The expected results will be disseminated in ISI / BDI indexed articles, enriching the base used in the periodic updating of the teaching courses.
The sustainability of the professional development plan is based on the acquired and
proven skills and abilities (as author or coauthor) through: 8 monographs, 3 book chapters in foreign publishing houses, 2 textbooks, 3 la boratory guides / 149 articles (28 of them
published in ISI indexed volumes / journals, 17 in dexed by SCOPUS), 22 research grants (2 of
them as coordinator and 1 as scientific manager), 8 patents, 11 patent applications and 1 industrial model protection.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
8
B. Realizări știintifice și profesiona le și planuri de evoluție și
dezvoltare a carierei
B-i. Realizări știintif ice și profesionale
Motivație
Pasiunea pentru mecanisme a început încă din timpul studenției când prin colaborarea cu
cel ce avea să-mi devină mentor în cariera prof esională, a dus la obținerea a 12 diplome de
locul I și II la sesiunile științifice studențești și a culminat cu prima lucrare științifică trimisă la
o conferință internațională. Dorința de a cerceta domenii conexe cu această pasiune a
reprezentat și reprezintă o continuă provocare, încurajat fiind și de premiul internațional
Winner of Festo young Researcher an d Scientist Support Scholarship Award -Viena
2008, primit la 7 ani de la terminarea facultății și la 3 ani de la primirea titlului de doctor în
inginerie mecanică. Activitatea de cercetare de sfășurată în această perioadă, coroborată cu
cursurile de Mecanisme, Design conceptual și Bazele proiectării produselor pe care le predau, m-a făcut să înțeleg că domeniul proiectării conceptuale a mecanismelor este unul vast și
încă neexplorat în totalitate; de aceea am simțit nevoia focusării pe o plaja mai restrânsă a
mecanismelor, și anume asupra acelora utilizate în sistemele de energii regenerabile (SER) și
a transmisiilor cu lanț. Cercetările real izate s-au concretizat prin: obținerea a
8 brevete de
invenție și redactarea altor 11 propuneri de bravete , aflate în analiză, editarea a 10
monografii , în calitate de autor sau coautor, și prin coordonarea, în calitate de manager
științific, a unui contract cu terți din domeniul tran smisiilor cu lanț, aplicabile în domeniul
industriei auto, finanțat de grupul Schaeffler -Germania. Toate aceste rezultate, încununate
cu Premiul Constantin Budeanu 2015 acordat de Academia Română monografiei The Role
of Mechanisms in Sustainable Energy Systems , la care sunt coautor, m-au făcut să înțeleg că
interesul pentru proiectarea funcțională mecanismelor a devenit o prioritate pe care am
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
9canalizat-o către transmisiile cu roți dințate im plementate în SER și cele cu lanț utilizate în
industria auto.
Motivat fiind de aceste aspecte, teza de față prezintă rezultate științifice și realizări
profesionale de la obținerea titlului de doctor și până în prezent, orientate pe două direcții de
cercetare:
Contribuții la proiectarea conceptuală a unor amplificatoare de turație utilizabile în
conversia energiei eoliene sau hidro în energie electrică;
Contribuții la studiul contactului lanț-roată de lanț din transmisiile prin lanț cu
bucșe din industria auto.
Direcția de cercetare, referitoare la transmisiile cu lanț utilizate în industria auto, se
bazează pe rezultatele cercetării finanțate de grupul Schaeffler prin două contracte cu
Universitatea Transilvania din Brașov, în perioadele 2012-2015, 2015-2018, și va conține
doar o mică parte a rezultatelor obținute, datorită unui acord de confidențialitate.
Introducere
Așa cum s-a amintit, obiectivul central al tezei constă în dezvoltarea conceptuală a unor
amplificatoare de turație prin elaborarea, în anumite condiții / cerințe, a unor soluții de
principiu , materializate prin scheme cinematice optimale ; pentru îndeplinirea acestui obiectiv
un prim pas este acela de a explica necesitatea funcției de amplificare a turației în sistemele
eoliene / hidroenergetice cu ajutorul că rora să se obțină energie electrică.
De regulă, sistemele eoliene, de capacitate mi că (sub 100 kW), au turația rotorului eolian
relativ mare; dintre excepțiile de la regulă, se amintesc turbinele de tip Airdolphin [1], care
produc 5,5 …55 kW cu turația roto rului de 166…42 rot/min, și cele de tip EasyWind [2], care
produc 1,5…6 kW cu turația rotorului de 86…1 28 rot/min. În ceea ce privește turbinele
eoliene de capacitate mare, acestea au rotoare eoliene mari și funcționează la turații relativ
scăzute (uzual sub 200 rot/min).
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
10Similar sistemelor eoliene, sistemele hidroenerg etice pot fi clasificate în funcție de tipul
turbinei hidraulice, debitul și înălțimea de căde re a apei și funcționează optim la următoarele
turații [3]: Pelton – 80 rot/min, Francis – 200 rot/min, Kaplan – 300 rot/min, Kaplan cu axe
fixe – 514 rot/min. Cele mai utilizate turbine hidraulice sunt cele de tip Pelton, cu puteri
cuprinse uzual între 10 kW și 10 MW. Turbinele Francis sunt destinate în general sistemelor de mare putere, de până la 800 MW [3]. În sistemele hidroenergetice cu puteri cuprinse între
1-100 kW sunt utilizate, de regulă, generatoare cu magneți permanenți, care funcționează la
turații de 170-400 rot/min [4], și amplificatoare de turație.
În sistemele existente, destinate conversiei energiei eoliene / hidro în energie electrică, se
evidențiază două configurații de bază:
de tip rotor eolian/ turbină hidro – generator , cu puteri uzuale sub 100 kW , în care
turația nominală a rotorului/turb inei este relativ mare și comparabilă cu turația nominală
a generatorului și
de tip rotor eolian/ turbină hidro –
amplificator de turație – generator , cu puteri
uzuale peste 100 kW, în care turația nominală a rotorului / turbinei este mai mică decât
cea a generatorului.
În continuare sunt abordate cu precădere si stemele eoliene, care folosesc o gamă mai
largă de amplificatoare de turație, în rapo rt cu cele din domeniul hidroenergetic.
În mod tradițional, majoritatea sistemelor eo liene de generare a energiei electrice sunt
conectate la rețea, rotorul generatorului având de regulă o turație nominală situată în
vecinătatea valorii de 1500 rot/min [5…10]. Ca urmare, amplificatorul de turație realizează
creșterea turației scăzute de intrare, a rotorului eolian, la o valoarea de ieșire compatibilă cu
turația nominală a generatorului, obținând u-se astfel o trecere de la aproximativ
30…60 rot/min la aproximativ 1000…1800 ro t/min, turație întâlnită la majoritatea
generatoarelor utilizate pentru producerea de energie electrică.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
11Pentru a crește cantitatea de energie este nevo ie fie de un vânt puternic, fie de un sistem
eolian cu un rotor mare; dar, cu cât rotorul este mai mare, cu atât acesta se va roti mai încet
și, implicit, va fi nevoie de un amplificator de turație cu un raport de amplificare, de
asemenea, mai mare.
Bazat pe statisticile actuale (2015-2017) [11] , se poate afirma că majoritatea turbinelor
eoliene utilizează amplificatoare de turație , deoarece:
– este mai ieftină adăugarea unui amplificator decât proiectarea și realizarea unui
generator cu turație redusă;
– permit realizarea de sisteme cu capacități mari și generatoare de turație ridicată, mai
eficiente și mai ieftine decât cele de turație joasă;
– cu ajutorul amplificatoarelor de turație se pot corela turațiile scăzute ale rotoarelor
eoliene cu cele ridicate ale generatoarelor, turații la care acestea funcționează optim.
Un generator cu o turație mai mare poate avea o eficiență mai bună și un gabarit mai
mic, deci greutăți mai mici.
Cea de-a doua direcție a cercatării privește modelarea cinematică a punctului de contact
dintre bucșă și roata de lanț, din transmisiile cu lanț, pentru care s-au variat anumiți
parametri funcționali semnificativi, inclusiv profil ul roții de lanț. După cum se știe, contactul
dintre lanț și roata de lanț influențează locul de aplicare a forței în transmisie, deci dinamica funcționării, resimțită direct prin vibrațiil și frecări.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
12Capitolul 1
Designul conceptual al amplificatoarelor planetare de turație cu angrenaje și /
sau cu lanțuri
Acest demers de proiectare are ca obiectiv central soluționarea conceptuală a subfuncției
privind conexiunea compatibilă între rotoarele eo liene / turbinele hidro, care au o eficiență
mărită la turații scăzute și generatoarele electr ice, care au o eficiență mărită la turații mai
ridicate. Având ca țintă obținerea unei soluții optime, denumită în literatură soluție
conceptuală (concept sau soluție de principiu ), în subcapitolele care urmează sunt prezentate
succint principalele etape ale demersului privind atingerea acetui țel.
1.1. Generarea unei baze de mecanisme cu roți dințate destinate amplificării
turației în sisteme eoli ene și hidroenergetice
După cum se cunoaște interesul pentru implementarea sistemelor de energie
regenerabilă a crescut în mod semnificativ în ultimele decenii, pe de o parte ca urmare a
stocurilor reduse și a prețurilor ridicate și pe de altă parte datorită impactului negativ al
combustibililor fosili asupra mediului, fapt evide nțiat și în acordul de la Paris din 2016 [12].
Printre sursele regenerabile de energie, utilizar ea potențialului eolian / hidroenergetic pentru
a genera energie electrică este răspândit la nive l mondial ca o alternativă fezabilă la soluțiile
convenționale, la prețuri tot mai accesibile. Ma joritatea sistemelor eoliene / hidroenergetice
utilizate în prezent în practică au un singur ro tor / turbină deoarece sunt soluții simple, fiabile
și durabile; totuși, pentru îmbunătățirea perf ormanțelor acestor sisteme, s-au introdus pe
piață și sisteme cu două rotoare / turbine, precum și sisteme cu generatoare contrarotative,
de capacitate relativ redusă și design adec vat, destinate cu precădere mediului urban.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
131.1.1. Bază de soluții pentru amplificarea turației în sisteme de tip elioan / hidroenergetic
Proiectarea conceptuală alias designul conceptual al mecanismelor și, în particular, al
subsistemelor amplificatoare de turație, destinate sistemelor eoliene / hidroenergetice,
constă în elaborarea, în anumite condiții impuse (cerințe), a unei soluții conceptuale,
materializată printr-o schemă cinematică sau dinamică optimă , pe baza căreia se continuă
apoi designul constructiv (organologic); de regulă, proiectarea conceptuală este un proces de
sinteză, coroborat cu etape de analiză a răspun sului soluțiilor considerate, în condiții de
funcționare cunoscute.
În procesul de design concept ual al unui subsistem de amplificare a turației, dintr-un
sistem eolian sau hidroenergetic, intervin următoarele etape principale de proiectare:
1) formularea tehnică a specificațiilor de design ale sistemului de conversie energetică (lista
de cerințe),
2) stabilirea funcției globale, cu structurarea acesteia, și detalierea (sub)funcției de
amplificare a turației,
3) identificarea efectelor fizice și generarea variantelor de rezolvare, pentru
amplificarea turației,
4) decelarea variantelor conceptuale , stabilirea criteriilor ponderate de evaluare și
identificarea soluției conceptuale pentru amplificarea turației.
Etapa 3 fiind cea mai laborioasă, ideea generarii și implementării unei baze de structuri de
rezolvare, pentru amplificarea tu rației, oferă o cale semnificativă de optimizare a acestei etape.
Având un grad ridicat de generalitate, această idee face inițial abstracție de aspectele
cantitative (numerice) ale cerințelor, generând variante de rezolvare calitative , denumite
variante structurale de rezolvare sau mai scurt: structuri de rezolvare; dintre acestea, sunt
identificate apoi structurile distincte reprezentative, ale căror performanțe relevante sunt
modelate analitic prin metode specifice .
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
14Pe baza modelărilor analitice propuse și a restrictiilor tehnice (derivate din lista de cerințe),
se poate trece apoi la sinteza de variante de rezolvare cantitative , pentru fiecare structură în
parte, cu precizarea numerică a performanțelor rezultate. Mai departe, urmează etapa 4) în
care, dintre variantele de rezolvare (cantitative) obținute, sunt selectate variantele conceptuale :
adică variantele care îndeplinesc calitativ și cantita tiv restricțiile derivate din cerințe; în final,
dintre acestea se identifică, pe baza unor criterii de evaluare derivate din cerințe, soluția
conceptuală cautată.
În continuare, sunt identificate configurațiile semnificative ale sistemelor de tip eolian /
hidroenergetic și principalele efecte fizice care permit amplificarea turației; apoi, pe baza
acestora, sunt generate 22 structur i de rezolvare, ca un prim lot al bazei de structuri, a cărei
dezvoltare va constitui un obiectiv permanent.
1.1.2. Configurații principale ale sistemelor de co nversie a energiei eoliene / hidro în energie
electrică
Știința și tehnologia actuală nu oferă practic soluții pentru conversia directă a energiei
eoliene sau hidro în energie electrică (ca de pildă sistemele fotovolt aice, care transformă direct
energia solară în energie electrică); această coversie se obține actualmente, indirect, prin
intermediul energiei mecanice .
Principial, conversia energiei eoliene / hidro -> energi e mecanică -> energie electrică
implică: cel puțin un rotor eolian, respectiv o turbină hidro (care transformă energia vantului /
apei în energie mecanică) și cel puțin un generator electric (care transformă energia mecanică în energie electrică).
Soluția conexiunii directe, dintre un rotor eolian (respectiv o turbină hidro) și un generator
electric, prezintă dificultăți semn ificative, din punct de vedere tehnologic, mai ales în aplicații
industriale, datorită neconcorda nței uzuale dintre turațiile relativ reduse ale rotoarelor /
turbinelor și turațiile mai ridicate ale generatoar elor electrice clasice; deși s-au realizat pași
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
15importanți în realizarea de generatoare cu turați i mai reduse, totuși, în aplicațiile industriale,
acestea nu pot atinge încă performanțele genera toarelor clasice (cu turații mai ridicate). Se
impune astfel apelarea la soluții, de tipul sist emelor amplificatoare de turații, care să facă
trecerea compatibilă de la turațiile joase ale rotoarelor / turbinelor, la turațiile mai ridicate ale generatoarelor.
În prezenta abordare sunt considerate următoarele premise limitative: se utilizează
un
rotor sau 2 rotoare eoliene (contrarotative) și un generator electric care are: fie rotor mobil și
stator fix , fie rotor și stator mobile și contrarotative (turația echivalentă de funcționare a
generatorului fiind de fapt turația relativă a rotorului față de stator, adică suma în modul a
acestora).
În contextul premiselor precizate, sistemele de conversie a energiei de tip eolian / hidro în
energie electrică pot funcționa după una di ntre următoarele configurații conceptuale
reprezentative (fig. 1.1):
I. Cu un generator electric cu stator fix antrenat cu:
a) un rotor eolian/turbină hidraulică R conectat( ă) direct la rotorul generatorului electric
RG (fig. 1.1a) [13] sau cu rotorul R conectat la rotorul generatorului electric RG prin
intermediul unui amplificator de turație A (f ig. 1.1b) [14], turația statorului fiind nulă
(SG=0);
b) două rotoare eoliene/turbine hi draulice contrarotative R1 și R2 conectate la rotorul
generatorului electric RG prin intermediul unui mecanism cu roți dințate A, care poate
fi monomobil sau bimobil (fig. 1.1c) [15, 16];
II. Cu un generator electric contrarotativ (în care rotorul și statorul generatorului sunt
mobile și se rotesc cu turații diferite în sensuri inverse) antrenat cu:
a) un rotor eolian/turbină hidraulică R conectat(ă ) la un amplificator de turație A, cu două
ieșiri: una pentru rotorul generatorului RG și cealaltă pentru statorul generatorului SG
(fig. 1.1d) [17];
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
16
a ) b )
c)
d)
e ) f )
g)
Fig. 1.1 Configurații conceptuale ale sistemelor de conversie din energie fluidă în energie
electrică (R – rotor eolian/ turbină hidraulică, R1 și R2 – rotoare eoliene/turbine hidraulice
contrarotative, A, A1 și A2 – amplificatoare de turație, SG – statorul generatorului, RG –
rotorul generatorului)
RG R
R
RGSG=0
R
RGSG=0
A
RG R1
R2
R1 R2
RGSG=0
A
SG
RG R
R
ASG
RG
SG
RG R1
R2
R1 R2SG
RG
R1R2
ASG
RG
R1 R2SG
RG A2 A1
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
17b) două rotoare eoliene/turbine hidraulice co nectate direct la generator: un rotor R1
conectat la rotorul generatorului RG și un rotor R2 conectat la statorul generatorului
SG (fig. 1.1e) [18, 19];
c) două rotoare contrarotative R1 și R2 cone ctate, prin intermediul unui mecanism
diferențial A cu două ieșiri, la rotorul RG și st atorul SG ale generatorului (fig. 1.1f) [20, 21];
d) un rotor R1 conectat la rotorul generatorului RG prin intermediul unui amplificator de
turație A1 și un rotor R2 conectat la stator ul generatorului SG prin intermediul unui alt
amplificator de turație A2 (fig. 1.1g) [22].
Din fig. 1.1 se poate constata că amplific atoarele de turație pot fi atât mecanisme
monomobile (M=1) cu o intrare (L=2, L=3) sa u două intrări (L=3, L=4), cât și mecanisme
diferențiale (M=2) cu una (L=3) sau două ieșiri (L=4), în care M reprezintă gradul de mobilitate al mecanismului, iar L – numărul legăturilor exterioare (intr ări și ieșiri) ale amplificatorului.
Din analiza fig. 1.1 se desprind următoarele concluzii:
– sistemele fără amplificator de turație au, uzual, capacitate redusă, deoarece turația
rotorului trebuie să fie compatibilă cu turați a generatorului (dotat cu o construcție mai
specială, care-i permite turații de funcționare mai reduse decât cele uzuale);
– dimensiunea și complexitatea amplificatorului de turație cresc odată cu creșterea
raportului de amplificare și a puterii transmise;
– utilizarea a două rotoare contrarotative permite obținerea unei puteri mai mari,
simultan cu însumarea mișcărilor de intrare în cazul unui amplificator bimobil, sau
însumarea momentelor în cazul unui amplificator monomobil;
– sistemele care utilizează generatoare contraro tative (în care rotorul și statorul sunt
mobile) permit fie utilizarea unui raport de amplificare mai redus, fie a unei turații mai
reduse a rotorului / rotoarelor de intrare.
Pe baza schemelor din fig. 1.1, privind principa lele configurații ale sistemelor de conversie
a energiei eoliene (sau hidro) în energie ele ctrică, în continuare se demarează dezvoltarea
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
18unei baze de de structuri-amplificatoare de turație, utilizabile în sistemele eoliene (sau
hidroenergetice), cu scopul de a faci lita identificarea de soluții optime.
1.1.3. Generarea variantelor structurale pentru amplif icarea turației în sisteme de tip eolian
/ hidroenergetic
În exprimare calitativă, cerința principală și implicit funcția globlă, a unui sistem de tip
eolian / hidroenergetic, constă în conversia energiei vântului sau apei în energie electrică ; în
contextul configurațiilor din fig. 1.1, această funcție globală poate fi explicitată simplificat
printr-o structură de subfuncții de tipul celei din fig. 1.2.
Fig. 1.2 Structura de subfuncții a funcției globale a sistemului de conversie.
Rezolvarea subfuncției FE2, transmiterea energiei mecanice (de la rotor / turbină la
generator) cu amplificarea adecvată a turației , în condițiile configurațiilor din fig. 1.1,
constituie principalul obiectiv al prezentei lucrări; știința și tehnologia actuală oferă, în acest
scop, urmatoarele efecte fizice de rezolvare, care pot fi utilizate distinct sau combinate:
a) amplificarea mecanică a turației, realizabilă uzual prin mecanisme monomobile
(M=1) cu roți dințate;
b) însumarea mecanică, a 2 turații (de la 2 rotoare eoliene), realizabilă cu ajutorul
unui mecanism diferențial (M=2), uzual, cu roți dințate;
c) antrenarea mecanică a rotorului și stator ului generatorului electric în sensuri
inverse, cu turații care uzual sunt invers proporționale cu momentele lor mecanice
de inerție;
d) însumarea mecanică, a 2 momente de torsiune (de la 2 rotoare eoliene / turbine
hidro), realizabilă cu un mecanism monomo bil (M=1), uzual, cu roți dințate; acest
E
FE1 FE2 FE3E*
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
19efect (care nu amplifică turația, ci momentul și implicit puterea mecanică) poate fi
folosit numai în combinație cu cel puțin unul din efectele precedente.
Așadar, materializarea acestor efecte fizice se realizează uzual cu ajutorul unor
mecanisme cu roți dințate caracterizate, din punct de vedere tehnic, prin gradul de mobilitate M (M=1; 2) și prin numărul legăturilor exterioare L, dat de suma dintre numărul intrărilor Li
(Li=1; 2), descris de numărul rotoarelor / turbin elor folosite (Li=1 pentru 1 rotor / turbină și
Li=2 pentru 2 rotoare / turbine), și numărul ie șirilor Lo (Lo=1; 2), determinat de starea
statorului generatorului electr ic (Lo=1 pentru stator fix și Lo=2 pentru stator mobil).
Matricea morfologică din fig. 1.3, obținută prin asamblarea parametrilor M, Li și Lo,
permite identificarea combinațiilor compatibil e și implicit generarea structurilor care
desemnează
variantele de rezolvare calitativă a sistemului de amplificare a turației.
Unele din soluțiile generate au fost identificate și în literatura de specialitate, iar altele
sunt deja brevetate de către autori sau sunt în curs de brevetare.
Parametri Variante
Li (FE 1) 1.1 Li=1
(un rotor) 1. 2Li=2
(două rotoare contrarotative)
M (FE 2) Structura mecanică de amplificare a turației cu
2.1 M=1 2.2M=2
Lo (FE 3 ) 3.1 Lo=1
(generator electric cu stator fix) 3.2 Lo=2
(generator electric cu stator mobil)
M, Li, Lo și L = gradul de mobilitate, numă rul intrărilor, numărul ieșirilor și respectiv
numărul legăturilor exterioare (L=Li+Lo) ale subsistemului mecanic de amplificare a
turației,
Precizare : Pot exista și soluții tehnice de amplificare a turației cu Li >2, dar care nu fac
obiectul prezentului studiu; ca exemplu, sunt brevetate sisteme cu 3 sau mai multe rotoare eoliene și un singur generator electric.
Fig. 1.3 Matrice morfologică pentru generarea structurilor mecanice de amplificare a
turației
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
20Cele douăzeci și două de variante generate, pe baza matricei din fig. 1.3, sunt sistematizate,
în fig. 1.4, în cinci grupe distincte pe baza mă rimilor: M, Li, Lo și K (unde K = gradul de
complexitate, al structurii mecanice, descris pr in numărul elementelor suport-axe distincte).
Deoarece aceste structuri sunt simetrice față de axa longitudinală, în schemele din fig. 1.4 s-a reprezentat numai jumătatea superioară a acestora ; în plus, sub fiecare va riantă calitativă de
rezolvare s-a indicat și combinația, din matricea morfologică, care a generat-o.
Grupa
(M, Li, K) Numărul de ieșiri
Lo=1
(stator fix: poz.3.1 din
fig. 1.3) Lo=2
(rotor și stator mobile și
contrarotative: poz.3.2 din
fig. 1.3)
I.
M=1,
Li=1, K=1
M=1, L=Li+Lo=2
M=1, L=Li+Lo=3
a1
1.1+2.1+3.1 a2
1.1+ 2.2+3.2
b1
1.1+2.1+3.1 b2
1.1+ 2.2+3.2
c1
1.1+2.1+3.1 c2
1.1+ 2.2+3.2
R RG
RG
SG R
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
21II.
M=1,
Li=2, K=1
M=1, L=3
M=1, L=4
d1
1.2+2.1+3.1 d2
1.2+2.1+3.2
e1
1.2+2.1+3.1 e2
1.2+2.1+3.2
III.
M=2,
Li=2, K=1
M=2, L=3
M=2, L=4
f1
1.2+2.2+3.1 f2
1.2+2.2+3.2
g1
1.2+2.2+3.1 g2
1.2+2.2+3.2
R1
RG
R2
R1
R2RG
SG
R1
RG
R2
R1
R2RG
SG
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
22
IV.
M=1,
Li=1, K=2
M=1, L=2
M=1, L=3
h1
1.1+2.1+3.1 h2
1.1+2.1+3.2
i1
1.1+2.1+3.1 i2
1.1+2.1+3.2
j1
1.1+2.1+3.1 j2
1.1+2.1+3.2
V.
M=1.
Li=2, K=2
M=1, L=3
M=1, L=4
k1
1.2+2.1+3.1 k2
1.2+2.1+3.2
Fig. 1.4 Variante de rezolvare pentru sistemul de conversie a energiei
fluidului ( eoliană / hidr o) în energie electrică
R RG
RG
SG R
R1
RG
R2
R1
R2RG
SG
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
23Pentru structurile de rezolvare prezentate în fig. 1.4, în fig. 1.5 sunt ilustrate centralizat
diagramele de viteze, în premiza că toat e mecanismele au același gabarit radial.
Fig. 1.4 Diagrama de vite ze / Schemă cinematică
a
i1≈ 2,37 (o ieșire); i2≈ 3,37 (două ieșiri)
b
i1≈ 4,62 (o ieșire); i2≈ 5,62 (două ieșiri)
c
i1≈ 3,73 (o ieșire); i2≈ 7,30 (două ieșiri)
d
i1≈ 2,47 (o ieșire); i2≈ 3,44 (două ieșiri)
e
i1≈ 2,92 (o ieșire); i2≈ 3,36 (două ieșiri)
Δ
Δ
Δ
Δ
Δ
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
24f
i1≈ 5,53 (o ieșire); i2≈ 6,53 (două ieșiri)
g
i1≈ 19 (o ieșire); i2≈ 20 (două ieșiri)
h
i1≈ 4,81 (o ieșire); i2≈ 5,18 (două ieșiri)
i
i1≈ 3,89 (o ieșire); i2≈ 4,11 (două ieșiri)
j
i1≈ 18,16 (o ieșire); i2≈ 19,16 (două ieșiri)
k
i1≈ 3,89 (o ieșire); i2≈ 4,11 (două ieșiri)
Δ
Δ
Δ
Δ
Δ
Δ
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
25Exemple de determinare a raportului de amplificare pe baza vitezelor de pe drepta ∆
(v. schema g): 1) în cazul cu o ieșire, se împarte segmentul albastru deschis la
segmentul albastru închis: i1≈ 19; 2) în cazul cu două ieșiri, se împarte suma dintre
segmentele albastru deschis și roșu la segmentul albastru închis: i2≈20
Fig. 1.5 Diagrame de viteze pentru soluțiile sistematizate în fig. 1.4
Schemele și diagramele de vite ze din fig. 1.5, valide atât în varianta cu o ieșire (
), cât și în
cea cu două ieșiri (
), permit compararea intuitivă, a structurilor considerate, atât sub
aspectul raportului de amplificare a turației, cât și al gradului de complexitate; raportul de
amplificare poate fi determinat orientativ astfel:
a) se marchează vitezele liniare ale elementelor centrale de intrare și de ieșire la
aceeași rază (dreapta ∆ în fig. 1.5);
b) în cazul variantelor cu o ieșire, se împarte viteza elementului de ieșire la viteza
celui de intrare (pentru variantele cu două intrări, raportarea se face la viteza elementului intrării principale; v.
i1 în fig. 1.5);
c) pentru variantele cu două ieșiri, se împart e suma vitezelor elementelor de ieșire la
viteza elementului (pri ncipal) de intrare (v. i2 în fig. 1.5).
Într-o primă analiză comparativă (fig. 1.5), se constată, uzual, o creștere semnificativă a
raportului de amplificare, pe de o parte, prin cr eșterea gradului de complexitate și, pe de altă
parte, prin trecerea de la o ieșire, la două ieșiri.
În ideea simplificării expunerii, dintre cele 22 de structuri generate (ca prim lot al bazei),
sunt luate în considerație șase structuri reprezentative distincte, desemnate prin schemele
(fig. 1.4): b1, b2, e1, e2, g1, g2; pentru acestea, sunt modelate analitic, în subcapitolele care urmează, principalele performanțe și sunt gene rate variante de rezolvare cantitative, în
condițiile unui exemplu simplificat de desing conceptual, formulat în subcapitolul următor.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
261.2. Restricții tehnice și criterii de evalua re pentru un exemplu simplificat de
design conceptual al unui amplificat or de turație dintr-un sistem eolian
Pentru simplificarea expunerii, privind exemplif icarea procesului de design conceptual al
unui amplificator de turație (destinat unui sistem eolian sau hidroenergetic), în partea finală a
subcapitolului precedent (v. subcap.1.1) s-a limi tat numărul structurilor de pornire, selectând
șase variante reprezentative di stincte din fig. 1.4: b1, b2, e1, e2, g1, g2; pentru o mai bună
claritate, aceste structuri sunt re-sistematizate în fig. 1.6:
a ) b ) c )
d ) e ) f )
Fig. 1.6. Structuri reprezentative ale amplificatorul ui de turație pentru cele șase situații
funcționale, de tip: a) monomobil cu o intrare și o ieșire; b) monomobil cu o intrare și două
ieșiri [23, concept cu altă structură]; c) monomobil cu două intrări și o ieșire [24];
d) diferențial cu două intrări și o ieșire; e) mono mobil cu două intrări și două ieșiri [25] și
f) diferențial cu duă intrări și două ieșiri [26]
În subcapitolele care urmează, pentru fiecare di ntre structurile reprezentative din fig. 1.6,
se efectuează modelarea (analiza) cinematică și dinamică (statică), urmată de generarea
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
27(sinteza) unor variante de rezolvare cantitative ; dintre acestea sunt decelate, mai întâi,
variantele conceptuale , după care se identifică, pe baza unei evaluări multicriteriale , soluția
conceptuală a sistemului pentru amplificarea turației.
Pentru desfășurarea acestor etape, specifice designului conceptual, se utilizează un set
de restricții tehnice (care descriu, din punct de vedere conceptual, cerințele reprezentative
obligatorii ale sistemului eolian / hidroenergetic) și un set de criterii ponderate (cerințe de
tip “dorință” ), pentru identificarea soluției conceptuale .
1.2.1. Restricții tehnice necesare pentru sinteza variantelor de rezolvare și decelarea
variantelor conceptuale ale sistemului de amplificare a turației
Prin exemplul simplificat considerat, se cere să se stabilească soluția conceptuală pentru
un subsistem de amplificare a turației, destinat unui sistem eolian (sau hidroenergetic);
principalele restricții, de interes conceptual, care traduc tehnic cerințele sistemului, sunt
descrise prin următoarele informații tehnice:
1) se utilizează: fie un rotor eolian principal și un rotor secundar contrarotativ, ambele
având turația nominală de 100-150 rot/min, fie numai un singur rotor: cel principal;
pentru simplificarea abordării, se consideră că rotoarele au caracteristici mecanice
liniare: 605 22,35 T2,1m 2,1m Nm;
2) se folosește un generator electric de curent continuu cu turația nominală de
1200 rot/min și caracteristica mecanică: 35 4,0 Tg g Nm; generatorul poate
funcționa atât cu stator fix, cât și cu stator mobil;
3) 0,8 este randamentul mecanic minim admis al sistemului de amplificare a turației;
4) 0,95 este randamentui fiecărui angrenaj, din structura sistemului de amplificare a
turației, în premisa funcționării cu axe fixe;
5) 20 este numărul de dinți al celei mai mici roți centrale din structura sistemului de
amplificare.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
28Cu ajutorul acestor informații tehnice, reieși te din lista de cerinț e a sistemului eolian,
urmează să se efectueze, mai întâi:
a) sinteza (generarea) variantelor de rezolvare cantitative , pentru fiecare dintre
structurile din fig. 1.6, pe baza modelărilor analitice ale ascestora și apoi,
b) decelarea variantelor conceptuale, dintre variantele de rezolvare generate.
1.2.2. Criterii ponderate de evaluare necesare pentru identificarea soluției conceptuale a
sistemului de amplificare a turației
În consens cu cerințele sistemului eolian, s-au formulat următoarele criterii ponderate de
evaluare multicriterială [27]:
1) randament mecanic cât mai ridicat (ex. de pondere: 0,805);
2) complexitate structurală și tehnologică cât mai redusă (ex. de pondere: 0,14);
3) gabarit, radial și axial, cât mai redus (ex. de pondere 0,046);
4) mentenanța cât mai puțin pretentioasă (ex. de pondere 0,009).
Pe baza acestor criterii, urmează să fie decelată soluția conceptuală, a sistemului de
amplificare a turației, dintre variantele conceptuale selectate în etapa anterioară.
În subcapitolele care urmează sunt prezenta te, pentru fiecare structură reprezentativă,
modelările cinematice și dinamice (statice), analiza principalelor performațe (raspunsul
cinematic si static), pe baza punctului de funcționare staționară și generarea variantelor de
rezolvare cantitative (sinteza numerelor de dinți) ; în subcapitolele finale, dintre variantele de
rezolvare sunt decelate variantele conceptuale și , dintre acestea, este identificată soluția
conceptuală, cu ajutorul criteriilor po nderate de evaluare tehnico-economică.
Modelările și diagramele prezentate în această lucrare au rolul de a sprijinii sinteza unor
astfel de sisteme, cu ajutorul cărora se poate determina soluția optimă a unui sistem în funcție de criteriile sau cerințele impuse.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
291.3. Sistem eolian cu o sursă motoare, amplificator meca nic monomobil și
generator electric cu stator fix
Proiectarea optimală a unui amplificator pl anetar de turație, presupune optimizarea
proprietăților structurale, cinematice și dinami ce ale acestuia, identificate prin modelare
analitică și simulare numerică.
În continuare se consideră schema structurală, a amplificatorului de turație monomobil cu o
intrare și o ieșire, din fig. 1.6a, explicitată in fig. 1.7; conform figurii, rotorul eolian este
solidarizat cu elementul suport axe H (arborele de turație joasă), iar rotorul generatorului este conectat la arborele de turație ridicată 1.
a ) b )
Fig. 1.7
Schema de principiu a amplificatorului pl anetar monomobil (caz particular cu axe
coplanare): a) schemă structurală și b) vedere frontală cu planul vitezelor.
În continuare sunt identificate proprietățile ci nematice și statice ale acestui amplificator,
prin modelare analitică și simulare nume rică pe modelele matematice obținute.
Funcția de transmitere a vitezelor poate fi determinată atât grafic, pe baza planului
vitezelor din fig. 1.7, cât și analitic prin aplicarea inversiunii mișcării față de elementul H [28].
Prin urmare raportul de amplificare poate fi scris astfel (fig. 1.7a și b):
R G
δ1 vH
v2
v1
δH r3
r2
r1 1 2 34=0
H
TH T1 ωH ω1
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
30
H Hatgtgi
1 1 . (1.1)
04
1 1i iiH a , 0 1 1iH , 11 4 4.1 0 zz iiH. (1.2), (1.3), (1.3’)
în care i 0 reprezintă raportul cinematic interior al unității planetare.
Din ecuația de echilibru energetic a transmisiei considerate se poate determina
randamentul amplificatorului de turație [29]:
01144
1 4 T TH H H . (1.4)
4
14
1
11
4114 4
1
HH
HH
H HH aii TT
TT . (1.5)
care după înlocuirile corespunzătoare devine:
x aii
000
11
, (1.6)
unde, conform [30]: 11sgn1sgn sgn sgn
00
00
1141 1
1 1
ii
ii
TTT xH
H .
a ) b )
Fig. 1.8 a) Schema bloc a amplificatorului planetar monomobil cu o intrare (R) și o ieșire (G) și
b) Schema bloc a sistemului eolian echivalent de tip motomecanism-generator
În consens cu fig. 1.8, rel. (1.7) și (1.8) de scriu dependența dintre momentul de intrare (
TH) și
cel de ieșire ( T1), respectiv dintre momentul rotorului eolian ( TR) și cel al generatorului ( TG):
H
aa
H H H TiT i T 4
14
1 1 , (1.7)
0H RT T R HT T , 01T TG GT T1
T1 -T 1 TGω1 ωG ωR
TR
motomecanis m generator
ωH
TH
ω4 = 0 T4ω1
T1 ωR= ωH
-TH ω1= ωG
-T 1 TG TR
0GGT 0RRT
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
31 R
aa
G TiT . (1.8)
Pe baza rel. (1.2) și (1.6), în fig. 1.9 și 1.10, s-au ilustrat grafic variația raportului cinematic de
amplificare ai și, respectiv, a randamentului transmisiei, în funcție de raportul cinematic interior
i0, pentru %9534 23 12 ; aceste diagrame sunt utile în sinteza amplificatorului.
Fig. 1.9 Variația raportului de amplificare i a
în funcție de raportul interior i 0
Fig. 1.10 Variația randamentului a în funcție de raportul interior i 0
Pentru transmisia analizată, din diagramele obținute, se constată că odată cu creșterea
raportului cinematic interior i0, raportul cinematic de amplificare ia crește liniar (fig. 1.9), în timp
ce randamentul ηa are o creștere aproape nesemnificativă (c ca. 2%, fig. 1.10); ca urmare, pentru
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
32sistemele eoliene de putere medie-mare, se ajunge la o creștere semnificativă gabaritului
transmisiei, pentru valori ridicate ale rapotului i 0.
Pornind de la rezultatele cinematice și statice prezentate anerior, în continuare se
modelează analitic și se analizează, prin si mulare numerică, comportamentul sistemului
eolian din fig. 1.7 la funcționarea în regim staț ionar; acesta implică modelarea momentelor și
vitezelor unghiulare de la intrare și respectiv ieșire, prin una din următoarele două abordări:
a) se determină direct punctul de funcționare prin rezolvarea sistemului de ecuații format din
egalitățile aferente tuturor subsistemelor iz olate din sistemul real (fig. 1.8 a) și b) se
înlocuiește sistemul real cu un sistem echivalent de tip motor-mecaefector sau
motomecanism-generator (fig. 1.8 b); prima abor dare fiind mai criptică, în continuare se
determină punctul de funcționare cu ajutorul si stemului echivalent de tip momtomecanism-
generator (fig. 1.8b):
caracteristica mecanică a ro torului eolian (fig.1.11):
R RR R b a T , (1.9)
în care, pentru exemplificare numerică, se consideră: 235, aR Nms, 605Rb Nm;
Fig. 1.11 Caracteristica mecanică a rotorului eolian
caracteristica mecanică a generatorului electric (fig.1.12):
G G G G b a T , (1.10)
în care, numeric, se consideră: 4,0Ga Nms, 35Gb Nm.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
33
Fig. 1.12 Caracteristica mecanică a generatorului electric
Pentru funcțiile de transmitere al e amplificatorului din fig. 1.7, care intervin în modelarea
caracteristicii mecanice a motomecanismului, se consideră, pentru exemplificare numerică,
valorile 110i și 8574,0 95,03
0 :
H H H H i i 10 ) 1(04
1 1 , (1.11)
H H H H T T i T 08453,04
14
1 1 . (1.12)
Fig. 1.13 Caracteristica mecanică motomecanismului (adică a rotorului eolian redus la
arborele generatorului)
Stabilirea caracteristicii mecanice a motomecanismului (rotor eolian+amplificator) constă în
reducerea caracteristicii mecanice a rotorului eolian la arborele de ieșire al transmisiei (arborele
generatorului, fig. 1.7 și rel. (1.14)); aceasta se realizeaza pe baza rel. (1.11) și (1.12) și a egalităților aferente arborelui rotorulu i eolian (fig. 1.8 și rel. (1.13)):
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
34 H R , 0H RT T (1.13)
) ( ) () (
14
14
14
14
14
14
14
14
14
14
14
1 1
R HR H H R HR H HR RR H H R H H H H H
b ia i b a ib a i T i T i T
(1.13’)
Așadar, caracteristica mecanică a mo tomecanismului are expresia (1.14):
142,51 298,014
14
1 14
124
1 1 H HR H HR ib ia T Nm (1.14)
În această etapă, sistemul real s-a redus la un sistem echi valent (cu același punct de
funcționare) de tip: motomecanism+generator ; determinarea coordonatelor punctului de
funcționare în regim staționar (F FT, ) se realizează pe baza egalității derivate din echilibrul
momentelor care încarcă arborele generatoru lui (fig. 1.8, rel. (1.13) și (1.14)):
01T TG 1T TG ) ( ) (4
14
14
1 R G HR H H G G G b ia i b a . (1.15)
Din egalitatea (1.15) rezultă viteza unghiulară F, în regim staționar, cu ajutorul căreia se
poate determina apoi momentul de torsiune aferent FT:
4572,123
10 8453,022,354,010 8453,0 60535
24
124
14
14
1
H HR GH HR G
F G
ia aib b
rad/s (1.16)
F G F F T T T 1 3829,14 35 4572,123 4,0 G F G F b a T Nm. (1.17)
Fig. 1.14 Ilustrarea grafică a punctului de funcționare
Ilustrarea grafică a punctului de funcționare, redus la arborele generatorului, ca
intersecție a celor două caracteristici mecanice (aferente generatorului și motomecanismului
1T TG ) este prezentată în fig. 1.14. Odată de terminate valorile coordonatelor punctului
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
35de funcționare se pot determina valorile mărimilor care descriu punctul de funcționare al
sistemului real, pe baza funcțiil or de transmitere ale amplificatorului, valori centralizate în
tab. 1.1.
Rezultatele obținute sunt utile în sinteza amplificatoarelor de turație cu performanțe
ridicate, destinate integrării în sisteme eoliene, care asigură amplificarea turației în condițiile
unor randamente superioare.
1.4. Sistem eolian cu o sursă motoare, amplificator meca nic monomobil și
generator electric contrarotativ
Implementarea în sistemele eoliene a unui ampl ificator de turație monomobil, cu o intrare
și două ieșiri (cu sensuri opuse de rotație), presupune utilizarea unui generator contrarotativ (în
c a r e s t a t o r u l ș i r o t o r u l s u n t m o b i l e ș i d e r o t e s c î n s e n s u r i o p u s e ) . P r o i e c t a r e a ș i d e z v o l t a r e a generatorului contrarotativ, integrat în turbinel e eoliene din mediul urban [32], deschide o nouă
cale de abordare a transmisiilor planetare difere nțiale, care funcționează cu o intrare și două
ieșiri. Tabelul 1.1
Parametrii cinematici și statici ai sistemului din fig. 1.8 în regim staționar
Date de intrare Parametrii calculați
Rotor eolian Ra= 35,22 [Nms]
Rb= 605 [Nm] H R [rad/s]H RT T [Nm]
12,34 170,14
Amplificator
de turație R G =-10
0= 0,857 ia i0 a
-10 11 0,845
Moto-
mecanism 1a [Nms] 1b [Nm] 1 [rad/s] 1T [Nm]
-0,298 51,142 -123,45 14,38
Generator
electric Ga= 0,4 [Nms]
Gb= -35 [Nm] G[rad/s]GT [Nm]
-123,45 14,38
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
36Utilizarea unor astfel de transmisii poate ad uce unele avantaje, cum ar fi: posibilitatea
implementării acestora în turbinele eoliene cu restricții de gabarit, precum și o creștere a
eficienței datorită legării în paralel a unor unități planetare.
Pornind de la aceste considerente, amplificatorul de turație propus spre analiză, vezi
fig. 1.6 b, este similar celui prezentat anterior, cu deosebirea că are două ieșiri, în care turația
ieșirii secundare (conectată la statorul mobil al generatorui contrarotativ) este egală cu turația
de intrare ( ωGS = ωR, fig. 1.15). Mișcările contrarotative conduc la creșterea turației relative
rotor-stator, care intervine în caracteristica mecanică a generatorului.
Transmisia planetară monomobilă din fig. 1.15 funcționează cu două ieșiri contrarotative,
ieșirea principală fiind conectată la rotorul generatorului, iar ieșirea secundară fiind realizată
prin cuplarea directă a elementului de intrare H la statorul mobil al generatorului electric.
Fig. 1.15 Schema de principiu a amplificatorului planet ar de turație cu o intrare și două ieșiri
Prin această structură se obține o turație echivalentă mărită a generatorului, prin creșterea
turației relative a rotorului RG față de statorul SG și, implicit, o funcționare mai avantajoasă a
generatorului. În acest caz, analiza cinematică și statică a amplificatorul ui planetar se bazează
pe modelarea celor două fluxuri de putere: un flux de la rotorul eolian la rotorul generatorului
(R-RG), respectiv, un flux de la rotorul eolian la statorul mobil al genera torului (R-SG); sistemul
fiind monomobil, cu 3 legă turi exterioare, mecanismul distribuie determinat turația de intrare
(independentă) și nedeterminat momentul de intrare (dependent), pe cele două ieșiri; conform
12H4=0
3
R RG SG
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
37condiției de funcționare a generatorului electric , r o t o r u l ș i s t a t o r u l a u m o m e n t e e g a l e ș i d e
sens contrar (SG RG T T ).
Amplificatorul de turație considerat (fig. 1.15), fiind derivat din cel ilustrat în fig. 1.7,
modelarea cinematică va cuprinde relațiile obținute anterior, la care se adaugă relațiile aferente
fluxului energetic al statorului mobil:
01
41
4 14
144 4
1111ii
HH
H HH HH H
H
, (1.18)
Pe baza rel. (1.18) poate fi scrisă funcția de transmitere a vitezelor unghiulare, rel. (1.19), în
care i a este raportul de amplificare de la rotorul eolian la rotorul generatorului electric
(R RG ):
a H H
HHi i
i4 0 4 4
14
14 1 , (1.19)
a R GR i , (4 14,H R GR ), (1.20)
unde 04
1 1i iiH a .
Rel. (1.18)-(1.20), aferente fluxului principal de putere R-RG, împreună cu rel. (1.21), permit
determinarea vitezei relative de func ționare a generatorului contrarotativ:
GS GR ge GR R H GS , ,14 4 , (1.21)
R a HI H H H ge i i i )1 ( ) 1(4 0 4 0 4 4 14 ; (1.22)
Prin urmare, un generator electric echivalent generatorului contrarotativ, este un generator
cu stator fix în care rotorul are viteza ge și momentul geT .
SG RG ge T T T (1.23)
" 1 H ge T T T (1.24)
Ținând seama de rel. (1.21)…(1.24), ecuația de ec hilibru energetic a transmisiei cu două
ieșiri, în ipoteza considerării frecării din angrenaje (fig. 1. 18 a), se poate scrie astfel:
0)1 ( 01 " 11 a aH H H aH H iT T T T T . (1.25)
0)1 ( 0 a GR aR GS GS GR GR aRR i T T T T T . (1.26)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
38Deoarece amplificatorul consider at (fig. 1.18) este o transmisie monomobilă, cu două fluxuri
de putere în paralel, pentru randamen tul acestuia se obține expresia [28]:
0111
GSR GRRa
a aii , (1.27)
în care 4
1H GRR și 1GSR (R≡H≡GS).
Randamentul amplificatorului planetar 4
1H depinde de randamentul interior al transmisiei
34 23 12 14 0 H [30]:
x
HH
HH
H HHii
ii TT
TT
000
4
14
1
14 41
4114 4
111
, (1.28)
unde
11sgn sgn sgn
00
1141 1
1 1
ii
TTT xH
H . (1.29)
Din rel. (1.25) și (1.27) rezultă momentul din generatorul echivalent Tge, care, prin convenție,
este momentul rotorului gene ratorului (rel. (1.23)):
R R
aa
RG ge TiTiT T
00
1 . (1.30)
Analog modelului matematic prezentat anterior [33], se obțin variațiile, în funcție de 0i,
pentru raportul de amplificare ai (fig. 1.16) și pentru eficiența transmisiei (fig. 1.17):
Fig. 1.16 Variația raportului de amplificare (i a) al amplificatorului
în funcție de raportul interior i 0
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
39
Fig. 1.17 Variația randamentului amplificatorului (a), în funcție de raportul interior i 0
Din diagramele, prezentate în fig. 1.16 și 1.17, se desprind următoarele particularități
pentru transmisia analizată:
– turația relativă a generatorulu i contrarotativ crește cu o unitate, față de soluția cu o
singură ieșire (cu stator fix);
– randamentul transmisiei este superior transmisie i cu o singură ieșire și nu este influențat
de raportul de transmitere al amplificatorului de turație.
Considerând viteza vântului constantă, se pot determina parametrii puterii mecanice (viteză
unghiulară și moment), în condiții de funcționare staționară, pe baza caracteristicilor mecanice
ale rotorului eolian și generatorului.
Pentru intuitivitate, se înlocuiește sistemul real cu un sistem achivalent de tip
motomecanism-generator echivalent (fig.1.18).
Caracteristicile mecanice ale ro torului eolian și generatorulu i contrarotativ se consideră
de tip liniar (vezi cerințele tehnice din subcap. 1.2.1):
a)
ωH
TH
ω4 = 0 T4ω1
T1 ωR= ωH
-THω1= ωRG
-T 1 TRG
TR0RG RGT
0RRTωH
TH” ωH= ωSG
-T H” TSG
0SG SGT
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
40b)
Fig. 1.18 a) Schema bloc a amplificatorului planetar monomobil cu o intrare (R) și două ieșiri
(RG, SG) și b) Schema bloc a sistemului echivalent de tip motomecanism-generator
caracteristica mecanică a rotorului eolian (fig. 1.19):
R R R R b a T , (1.31)
în care se consideră 2,35Ra Nms, 605Rb Nm;
Fig. 1.19 Caracteristica mecanică a rotorului eolian
caracteristica mecanică a generatorului electric echivalent (fig. 1.20):
ge ge ge ge b a T , (1.32)
în care se consideră 4,0gea Nms, 35geb Nm.
ωR
TR ω1 T1 -T1
ωRG
ωSG TRG=Tge
TSG=-T RG ωH
TH” =-T 1 -TH” =T1
motomecanism generator
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
41
Fig. 1.20 Caracteristica mecanică a generatorului electric echivalent
În continuare, pentru exemplificare numerică, se consideră valorile (fig.1.15): 100i și
8574,00 , care permit comparația cu sistemul precedent.
Mai întâi se stabilește caracteristica mecanică a motomecanismului (fig.1.18), pe baza
următoarelor relatii:
– egalitățile rotorului (vezi fig. 1.18)
H R (1.33)
0H RT T (1.34)
– funcțiile de transmitere ale amplificatorului de turație (mecanismului)
R R H i 100 1 (1.35)
R R RRT T Ti iTT 0854,010854,0
00
01 (1.36)
– caracteristica motomecanismului
R R H i 100 1 (1.37)
8727,51 302,0108574,0 605
108574,022,35
11 2
0 001
1
HHR H R
ib
iiaT
(1.38)
unde 1
00 0ii .
Notând caracteristica mecaniscă pent ru motomecanismul considerat cu:
1 1 1 1 b a TH , (1.39)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
42din egalitatățile prezentate în rel. (1.39) și (1.40) se obțin expresiile coeficienților a 1 și b 1:
001iiaaR ,
01ibbR (1.40)
Acești coeficienți permit reprezentarea grafică a caracteristicii mecanice a motomecanimului
(fig. 1.21):
302,0
108574,0
2 1 Raa Nms, 871,51108574,0
1 Rbb Nm (1.40’)
Determinarea coordonatelor punctului de funcționare în regim staționar (F FT, ) se
realizează pe baza egalității derivate din echilibrul momentelor care încarcă arborele
generatorului echivalent (fig. 1.18, rel. (1.32) și (1.39) , (1.40)):
01RGTT 1T TRG 1 1 b a b aSG RG ge ge ge (1.41)
Fig. 1.21 Caracteristica mecanică a motomecanismului (adică a rotorului eolian redus la
arborele de ieșire)
Din egalitatea (1.41) rezultă viteza arborelui de ieșire, în regim staționar, care permite apoi
determinarea momentului de torsiune aferent:
75,123302,0 4,0871,5135
11
a ab b
gege
ge F rad/s (1.42)
)( )(1 F ge F F T T T 49,1435 75,1234,0 ge F ge F b a T Nm (1.43)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
43Reprezentarea grafică a punctului de funcționare, ilustrată în fig. 1.22, este descrisă de
intersecția caracteristicilor mecanice afer ente generatorului și motomecanismului
(1T TRG 1T Tge ).
Fig. 1.22 Ilustrarea grafică a punctului de funcționare redus la arborele de ieșire
Aceste coordonate permit determinarea mărimilor aferente punctului de funcționare al
sistemului real, ale căror valori sunt centralizate în tab. 1.2.
Comparativ cu varianta precedentă (fig. 1.7) , prezenta soluție are, datorită statorului
mobil contrarotativ, un grad de complexitate ceva mai ridicat, care este compensat de Tabelul 1.2 Parametrii cinematici și statici ai sistemului din fig. 1.15 în regim staționar
Date de intrare Parametrii calculați
Rotor
eolian Ra= 35,22 [Nms]
Rb= 605 [Nm] H R [rad/s] H RT T [Nm]
12,37 169,12
Amplificator
de turație RG
=-10
0= 0,857 ia i0 a
-9 10 0,857
Moto-
mecanism 1a [Nms] 1b [Nm] 1 [rad/s] 1T [Nm]
-0,302 51,871 -123,74 14,49
Generator
electric Ga= 0,4 [Nms]
Gb= -35 [Nm] SG RG [rad/s]GT [Nm]
-123,74 14,49
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
44următoarele avantaje: necesită un raport interior mai mic (i 0=10), ceea ce însemnă un gabarit
radial ceva mai redus, un randament constant re lativ ridicat și o încarcare, cu moment, ceva
mai redusă a rotorului eolian.
1.5. Sistem eolian cu două surse motoare, amplificat or mecanic monomobil și
generator electric cu stator fix
Cu precădere, în ultimele două decenii, s-au dezvoltat noi concepte de sisteme eoliene
precum: a) sisteme cu două rotoare contrarota tive [34], care asigură creșterea capacității
instalate, b) sisteme cu mai multe rotoare care însumează energia electrică produsă de
subsistemele componente [35], c) integrarea unor amplificatoare planetare diferențiale
acționate de un rotor eolian clasic și, respectiv, de un servomotor [36] sau de un moto-variator
de turație [37, 38], având rolul de a menține opti mală turația generatorului la variația turației
rotorului eolian etc.
Pornind de la situațiile clasice de funcționare ale unei unități planetare [39], definite prin
gradul de mobilitate, numărul de legături exterioa re și configurația intrări-ieșiri, în continuare
se propune abordarea unor transmisii planetare utilizate ca amplificatoare monomobile cu
două intrări (cu sensuri opuse de rotație) și o ie șire (fig. 1.23), destinate transmiterii puterii
mecanice de la două rotoare eoliene contrarotative la rotorul unui generator electric cu stator fix [40]. Comparativ cu turbinele clasice, o astfel de soluție (fig. 1.23) este capabilă să aducă un
aport suplimentar de putere, prin “însumarea momentelor”, ca urmare a utilizării unui al doilea
rotor eolian (R2) dependent cinematic de cel principal (R1).
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
45
a ) b )
Fig. 1.23 Schema unui amplificator planetar monomobil cu două intrări și o ieșire:
a) schema structurală, b) diagrama de viteze
Schema soluției propuse în fig. 1.23, ilustrează un sistem eolian care conține două rotoare
eoliene (H=R1 și 2=R2), un amplif icator planetar (1-2-3-4-5-H) și un generator electric clasic
(1=G); amplificatorul este o transmisie planetară monomobilă , cu două intrări (H-intrare
principală, 2-intrare secundară) și o ieșire (1), caracterizată prin legarea în paralel a două unități planetare (fig 1.24): UP I (H-4-5=0 -1) și respectiv UP II (2-3=4-H-1).
a ) b )
Fig. 1.24 a) Schema bloc a amplificatorului planetar monomobil din fig. 1.23 și b) Schema
sistemului echivalent de tip motomecanism-generator
ωR1
motomecanis m T1 -T 1 TGω1 ωG
TR1 ωR2
TR2
generator
R2
R1 G
1 3 5=0
2 4
v1 vH v2
H
TH ωH
T1 ω1 ω2 T2
IHT
2RT
02 2R RT0GGT1
1T GT1T
I
5=0 H R1
1RT
01 1R RT
2 2R2
2T 2T1G
IIHTIHT
IIHT II '5T
"5T '5T
"5T 5T
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
46Pe baza fig. 1.24, se pot scrie funcțiile de tr ansmitere ale celor două UP considerate izolate,
precum și relațiile de legatură interioare (dintr e cele două unități) și exterioare (cu cele două
rotoare eoliene și generatorul electric):
ecuațiile cinematice și statice cu frecare ale UP I și UP II [28]:
000 1 :
'5 0 01'5 10 0'5 115
'51
0 '15
T iTT T Ti izzi i
IUP
x
I IHI H IHH
IH
IIII I
(1.44)
000 1 :
"5 0 02"5 20 0"5 245
23
"52
0 "25
T iTT T Ti izz
zzi i
IIUP
w
II IIHII H IIHH
IIH
IIIIIIII II
(1.45)
corelațiile caracteristice legăturilor interioare (1.4 6 și 1.48) și exterioare (1.46, 1.47, 1.49 și
1.50) ale sistemului:
011
1
II III I
H H RH H H R
II IT T TH H R
(1.46)
02
2 22 2
2T TR
RR (1.47)
00"5'55
"5 '5 55 "5 '5
T TT (1.48)
01
11
T TG
GG (1.49)
la care se adaugă ecuația de echilibru a puterilor în ipot eza considerării frecării și ecuația
de echilibru pentru momentele coaxiale:
00
5 2 12 2 11
T T T TT T T
G R RGG R R RR (1.50)
Relațiile (1.44)…(1.50) stau la baza modelărilo r cinematice, statice cu frecare și ale puterilor
pentru transmisia considerată. Scopul modelă rii cinematice este de a determina viteza
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
47unghiulară de ieșire (G) și cea a rotorului secundar (2R ) în funcție de viteza unghiulară a
rotorului principal (1R). Pe baza rapoartelor cinematice ale UP I și UP II, determinate cu
ajutorul rel. (1.44, 1.45):
I
HH H
HH i i
II I
II 0
'5'5 1
'5'15 '5
1 1
(1.51)
II
HH H
HH i i
IIII II
IIII 0
"5"5 2
"5"25 "5
2 1
(1.52)
se obțin funcțiile de transmitere a vitezelor unghiulare:
I H i
I 0 '5 '15 1 , I R G i0 11 (1.53)
II H i
II 0 "5 "25 1 , II R R i0 1 2 1 (1.54)
Pentru randamentele celor două unități pl anetare se obțin următoarele expresii [31]:
x
III
HH
HH
H HHii
ii TT
TT
I II
I II
000
'5
1'5
1
'15 '51
'51'15 '5
111
(1.55)
IIw
II II
HH
HH
HH
Hii
ii T T
TT
IIII
IIII
IIII
II
00 0
"5
2"5
2
"5 "252
"251"5 "5
211
(1.56)
în care
H H
IHI
45 14 0 '15 , 11sgn sgn
00
1 1
II
HiiT x
I (1.57)
H H
IIHII
45 23 0 "25 , 11sgn sgn
00
2 2
IIII
HiiT w
II . (1.58)
Expresiile momentelor de pe arborii H si 1=G (fig. 1.23 și 1.24) pot fi obținute din ecuațiile
echilibrului de puteri, aferente celor două fluxuri legate în paralel (fig.1.24a):
01'15'5
1 '5 T TH H HI I , 02"25"5
2 5 T T
II II II H H H (1.57)
1
00
1 '5
1'5
1
1 '5
1 '5'15
1
II
HH
H HHiTiT T T
II
I II (1.60)
1
00
2 "5
2"5
2
2 "5
2 "5"25
2
IIII
HH
H HHiTiT T T
II II IIII (1.61)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
48
I III II R
I IR
ii T
iTT
0 00 0 2
0 01
111
1
(1.62)
I III II R
I IR
Gii T
iTT
0 00 0 2
0 01
11
1
(1.63)
Randamentul amplificatorului planetar consider at se determină înlocuind relațiile (1.53),
(1.54) și (1.63) în relația (1.50):
2 0 1 0 00 0 0 2 0 1
1 11 1 1
R II R I II II II R I R
Ti T ii i T i T
(1.64)
Cu notațiile 1 2 R R t T Tk ), x
II Ii i00 0 , w
II II IIi i0 0 0 , randamentul devine:
II tII t
II
i ki k
ii
00
00
1 11 1
11
(1.65)
Pentru a evita ca rotorul (R2) să devină rotor principal, k t trebuie să fie cuprins între 0 și -1.
Utilizarea unui raport k t, în afara acestui domeniu, ar aduce următoarele neajunsuri:
– pentru 0tk se obține o altă configurație funcți onală a sistemului, cele două rotoare
eoliene rotindu-se în același sens;
– pentru 1tk rotorul secundar s-ar roti cu o tura ție mai mică și cu un moment mai mare
decât rotorul principal, concomitent cu o eficiență scăzută și un moment dinamic de
pornire mărit.
Pe baza modelărilor analitic e efectuate, în premisa că 20IIi și %9523 45 14 , în
fig. 1.25 și 1.26 s-au ilustrat grafic variațiile raportului 1R G și respectiv ale randamentului,
în funcție de raportul interior Ii0, iar în fig. 1.27, sunt ilustrate variații ale randamentului în
funcție de raportul tk.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
49
Fig. 1.25 Variația raportului 1R G , în funcție de raportul Ii0 , pentru 20IIi
Fig. 1.26 Variații ale randamentului (), în funcție de raportul Ii0 , pentru 20IIi
Fig. 1.27 Variații ale randamentului (), în funcție de raportul tk, pentru 20IIi
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
50Aportul de putere adus de rotorul se cundar este descris prin raportul λR2 , dintre puterea
rotorului secundar și puterea rotorului principal (fig.1.28):
II t
RR
R i kPP
0
12
2 1 (1.66)
din care rezultă:
II tR II tR R R i kP i kT P0 1 0 11 2 1 1 . (1.67)
Fig. 1.28 Variața raportului 2R în funcție de k t , pentru 20IIi
Înlocuind în sistemul (1.50), randamentul din rel.(1.65), și puterea arborelui secundar din
rel. (1.67), se obține puterea mecanică a generatorului (P G) care poate fi exprimată în funcție de
puterea P R1, pe baza parametrului λG (fig. 1.29 și 1.30):
III t I
RG
Gii k i
PP
00 0
1 11 1 1
(1.68)
în care .GG G T P
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
51
Fig. 1.29 Varații ale raportului λG în funcție de raportul Ii0, pentru 20IIi
Fig. 1.30 Varații ale raportului λG în funcție de raportul k t , pentru 20IIi
În cazul în care momentul dat de rotorul R2 este nul (k t = 0), transmisia considerată se
comportă ca un amplificator clasic (cu o intrare R1 și o ieșire G), situație evidențiată prin valorile
ordonatei la k t = 0, în fig. 1.27, 1.28 și 1.30, și respectiv prin curbele corespunzătoare lui k t=0, în
fig. 1.26 și 1.29.
Din analiza comparativă a diagramelor prezentate (fig. 1.25-1.30) reiese că creșterea în
modul a raportului k t, este însoțită de:
– scăderea randamentului transmisiei amplificatoare, η, fig. 1.26;
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
52- creșterea puterii introduse în sistem de rotorul R2 (poate ajunge egală cu puterea
introdusă de R1), fig. 1.28;
– creșterea puterii mecanice obținu te la ieșirea din transmisie, P G, fig. 1.29 și 1.30.
Utilizarea unor astfel de sistem e prezintă următoarele avantaje:
– datorită rotorului secundar R2, amplificatorul permite creșterea momentului la ieșire,
oferind un supliment de putere la intrarea în generator;
– oferă un design compact, permițând implementarea acestora și în sistemele regenerabile
cu restricții de gabarit, inclusiv în sistemele de putere medie-mică;
– sistemul contrarotativ permite o echilibrare dinamică superioară celei cu o singură intrare.
Diagramele din fig. 1.25…1.30 pot fi utilizate, în SER, ca punct de pornire pentru selectarea
și reglarea sistemelor mecanice, în care este nevoie de o amplificare a turațiilor de intrare concomitent cu creșterea puterilor la ieșire.
Analog variantelor anterioare, mai întâi se stabilește punctul de funcționare pentru
sistemul echivalent de tip motomecanism-generator (fig. 1.24 b), care constă în determinarea
parametrilor puterii mecanice (
F și FT) pe arborele generatorului, în regim staționar. În acest
scop se determină, în prealabil, coeficienții cinematici și statici (utilizați în modelarea
randamentului și a punctului de funcționare al sistemului), considerându-se că toate
caracteristicile mecanice (ale celor două rotoare eoliene și generatorului electric), sunt identice cu cele anterioare; în ilustrare grafică, punctul de funcționare va fi descris ca intersecție între
caracteristica motomecanismului (f ig. 1.24 b) și cea a generatorului. Prin urmare se utilizează
următoarele caracteristici mecanice:
caracteristica mecanică a rotoarelor eoliene contrarotative (fig.1.31):
1 1 1 1 R R R R b a T , 2 2 2 2 R R R R b a T (1.69)
în care se consideră 235, aR Nms, 6052,1Rb Nm;
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
53
Fig. 1.31 Caracteristicile mecanice ale celor două rotoare eoliene
caracteristica mecanică a generatorului electric (fig.1.32):
G G G G b a T (1.70)
în care se consideră 4,0Ga Nms, 35Gb Nm.
Fig. 1.32 Caracteristica mecanică a generatorului electric
Pe baza algoritmului de modelare prezentat ma i sus, se pot scrie ecuațiile cinematice și
statice cu frecare ale amplificatorului analizat (f ig. 1.23 și 1.24 b), pentru care s-a considerat
90Ii , 20IIi , și 9025,0 95,02
0 0 II I ; astfel, pentru viteza relativă a generatorului
se obține expresia:
1 0 1 10 1R I R G i (1.71)
1 0 1 2 1R II R R i (1.72)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
54Înlocuind factorul 1 2 R R t T Tk î n r e l . ( 1 . 6 2 ) , p e n t r u m o m e n t u l d e i e ș i r e ( T 1 ) s e o b ț i n e
expresia:
I III II t
Rii kT T
0 00 0
1 111 1
(1.73)
Pe baza rel. (1.69), (1.71) și (1.73), momentul T1 și, implicit, pentru caracteristica mecanică a
motomecanismului rezultă expresia:
I III II t
R
I III II t
IR
ii kbii k
iaT
0 00 0
1 1
0 00 0
01
111 1
11 1
1
(1.74)
Fiind o caracteristică liniară de forma 1 11 1 b a T (-T1 fiind momentul cu care
motomecanismul antrenează rotorul generatorului), expresiile coeficiențiilor 1ași 1b devin:
I III II t
IR
ii k
iaa
0 00 0
01
111 1
1
,
I III II t
Rii kbb
0 00 0
1 111 1
(1.74’)
Din rel. (1.69), (1.71) și (1.72), raportul tkare expresia:
I R II RI R R
RR
ti b i ai b a
TTk
0 1 0 110 2 12
12
1 11
(1.75)
În această etapă, pentru simplificarea abordării, s-a considerat că 2 1 R Ra a , 2 1 R R b b și
că 1 10IIi 20IIi ; în acest caz particular, din rel. (1.75) rezultă: 1tk . Ca urmare,
momentul corespunzător arborelui de ieșire 1 (rel. (1.73)) devine:
1
0 00 0
1 1 1645,01R
I III II
R TiiT T (1.76)
Pentru valorile numerice considerate ca date de intrare, expresiile precedente devin
(fig.1.33):
5256,99 5794,0 1645,011645,0
1 1 1
01
1 R
IRbiaT (1.77)
5794,011645,0
01
1
IR
iaa Nms și 5256,99 1645,01 1 Rb b Nm (1.78)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
55
Fig. 1.33 Caracteristica mecanică a motomecanismului (adică a celor 2 rotoare eoliene
reduse la arborele de ieșire – vezi fig. 1.24 b)
Coordonatele punctului de funcți onare în regim staționar, redu s la arborele generatorului
(F FT, ), rezultă pornind de la echilibrul momentelor care încarcă acest arbore:
01T TG 1T TG 1 11 b a b aG G G . (1.76)
Relația (1.76) permite determinarea, anal itică și numerică, a vitezei unghiulare F și,
implicit, a momentului de torsiune aferent FT, în regim staționar:
3502,1375794,0 4,05652,99 35
11a ab b
GG
F G rad/s (1.77)
)( )(1 F G F F T T T 9401,19 35 3502,1374,0 G F G F b a T Nm. (1.78)
Fig. 1.34 Ilustrarea grafică a punctului de funcționare redus la arborele de ieșire
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
56Ilustrarea grafică a punctului de funcționare, redus la arborele de ieșire, ca intersecție a
celor două caracteristici mecanice (afe rente generatorului și motomecanismului: 1T TG )
este prezentată în fig. 1.34; cu aceste valori, și pe baza funcțiilor de transmitere ale
amplificatorului, se pot determina apoi valorile mărimilor care descriu punctul de funcționare
ale sistemului real. Aceste mărimi su nt centralizate în tab. 1.3.
Comparativ cu variantele precedente (fig. 1.7 și 1.15), varianta din fig. 1.23 este mai
complexă, datorită celor două UP legate în para lel. Acest sistem permite micșorarea raportului
interior ( 90Ii ) pentru aceeași amplificare a turației. Momentele care încarcă cele două
rotoare eoliene sunt mai reduse, prin urmare este nevoie de o viteză a vântului mai mică
pentru a le învinge, respectiv mometul care se obține la generator este mai mare, ceea ce însemnă o putere ceva mai mare la generator.
Tabelul 1.3
Parametrii cine matici și statici ai sistemului din fig. 1.23 în regim st aționa r
Date de intrare Parametrii calculați
Rotor
eolian 1 1Ra= 35,22 [Nms]
1Rb= 605 [Nm] H R1 [rad/s] H R T T1 [Nm]
13,735 121,21
Rotor
eolian 2 2Ra= 35,22 [Nms]
2Rb= -605 [Nm] 2 2R [rad/s] 2 2T TR [Nm]
-13,735 -121,21
Amplificator
de turație 1R G =10
9025,00 0II I
1tk Ii0 IIi0 a
-9 2 0,822
Moto-
mecanism 1a [Nms] 1b [Nm] 1 [rad/s] 1T [Nm]
-0,579 -99,525 137,35 -19,94
Generator
electric Ga= 0,4 [Nms]
Gb= 35 [Nm] G[rad/s]GT [Nm]
137,35 -19,94
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
571.6. Sistem eolian cu două surse motoare, amplificat or mecanic monomobil și
generator electric contrarotativ
În continuare se propune analiza unui sistem cu două intrări și două ieșiri (fig. 1.35),
derivat prin dezvoltarea celui precedent (vezi fi g.1.23); ca urmare, se păstrează proprietatea
de a „însuma momentele” de intrare (TH și T2) și de a transmite determinat o mișcare
exterioară (H).
Amplificatoarele monomobile cu două intrări și două ieșiri preiau puterea mecanică de la
două rotoare contrarotative și o transmit la un generator electric în care rotorul și statorul sunt mobile și contrarotative.
Amplificatorul are patru legături exterioare (L = 4): prin convenție, intrarea principală este
conectată la rotorul R1, iar intrarea secundară la rotorul R2; cele două ieșiri sunt cuplate la rotorul RG și, respectiv, la statorul SG ale un ui generator contrarotativ. Intrarea secundară R2
este conectată direct la statorul SG (fig. 1.35)..
a ) b )
Fig. 1.35
Schema amplificatorului planetar monomobil cu două intrări și două ieșiri: a) schema
structurală, b) diagrama de viteze
Pe schema din fig. 1.35 sunt precizați parame trii cinematici și statici care intervin în
determinarea randamentului și a circulației de pu tere; în acest sens, se deosebesc patru situații
5=0 R2
R1 SG
RG 2
1 3 4
H v2
vH
v1 ω2 T2
TH ωH
ω1, T1 ω2, T2
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
58distincte, descrise de raportul dintre momentul aferent rotorului eolian secundar (T R2) și
momentul aferent statorului generatorului (T SG), care poate fi: mai mare decat 1, egal cu 1, mai
mic decât 1 sau nul.
În fig. 1.36 a este ilustrată schema bloc a mecanismului planetar considerat (fig.1.35), cu
legăturile cinematice și statice dint re subsistemele izolate ale acestuia.
a)
b)
Fig. 1.36 a) Schema bloc a amplificatorului planetar monomobil cu două intrări (R1, R2) și
două ieșiri (RG, SG) și b) Schema bloc a sistemului echivalent de tip motomecanism-
generator
ωR1
motomecanism T1 -T 1 TRG=Tge
ω1 ωRG
TR1 ωSG
TSG=-T RG
TR2-T2 =T1 T2-TR2=-T 1
ω2
ωR2
TR2
generator
IHT
2RT02 2R RT0RG RGT 1
1TRGT
1TI
5=0 H R1
1RT
01 1R RT
2 2 R SG 2
2T1RG
IIHTIHT
IIHTII '5T
"5T'5T
"5T5T
SGT0SG SGT IH
2TH
IIH"5'5
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
59Amplificatorul planetar, fiind mo nomobil, are următoarele propri etăți cinematice și statice:
a) prin convenție, viteza unghiulară de intrare 1R este considerată independentă, iar
viteza unghiulară de intrare 2R și vitezele de ieșire RG și SG sunt dependente de
1R . Viteza unghiulară relativă rotor-stator , din generatorul contrarotativ, descrie
viteza genaratorului echivalent (cu stator fix), notată cu ge:
SG RG ge , (1.79)
în care RG și SG sunt viteze de sens contrar (fig. 1.35 b: v1 și v2);
b) are o funcție liniară, de transmitere a momente lor exterioare, descrisă calitativ printr-o
relație de forma:
03 2 2 1 1 SG RG R R T Tc Tc Tc , (1.80)
în care ci, i = 1..3, sunt coeficienți constanți. Cunosc ând că funcționarea ge neratorului electric
este caracterizată prin egalitatea RG SG T T , rezultă proprietatea statică a amplificatorului
planetar monomobil de însumare ponderată a celor două momente generate de cele două
rotoare eoliene R1 și R2:
32 2 1 1
1cTc TcTR R
RG . (1.81)
În continuare se prezintă modelarea cinemati că și -statică a transmisiei considerate,
însoțite de analiza circulației de putere și, implicit, a randamentului, în cele patru situații de
funcționare, precizate anterior (fig.1.36): a) SG R T T2 , b) SG R T T2 și cazurile particulare în
care c) 02RT , respectiv d) SG R T T2 .
Funcțiile de transmitere cinematice și statice (cu frecare) ale amplificatorului de turație se
determină pe baza ecuațiilor caracteristice unităț ilor planetare izolate și a ecuațiilor legăturilor
interioare și exterioare; acestea sunt identice cu re l. (1.44), (1.45), (1.46) și (1.48), modelate pe
baza schemei bloc din fig. 1.24, la care se adau gă ecuațiile aferente generatorului (fig. 1.36):
0: 1
11
T TRG
RGRG; (1.82)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
60
0: 22 22 2
2T T TSG R
SG RSG R. (1.83)
și ecuațiile privind echilibrul puterilor (cu frecare), echilibrul momentelor exterioare coaxiale și
echilibrul momentelor din generator:
SG RGSG RG R RSG SG RG RG R R R R
T TT T T T TT T T T
00
5 2 12 2 1 1
. (1.84)
Prin particularizarea ecuații lor cinematice, pentru cazul 05 , se obțin rapoartele
cinematice ale celor două UP, similare cazului precedent (rel. (1.51) și (1.52)):
I H i i
I 0'5
1 1 (1.85)
II H i i
II 0"5
2 1 (1.86)
Pe baza relațiilor cinematice modelate , se pot calcula vitezele unghiulare RG și SG și
implicit viteza unghiulară relativă ge, în funcție de viteza unghiulară 1R a rotorului eolian
principal:
I R RG i0 11 , (1.87)
II R R SG i0 1 2 1 , (1.88)
I II R SG RG ge i i0 01 . (1.89)
Randamentul transmisiei se stabilește pe baza randamentelor celor două unități planetare
și depinde de sensurile de circulație a puterii, corespunzătoare celor patru situații (v. fig.1.36)
definite de corelația dintre 2RT și :SGT
UP I are, în toate situațiile funcțion ale, o ieșire unică prin roata 1: 01'15T
II
HH
HH
H HHii
ii TT
TT
II
II
II
00
'5
1'5
1
'15'51
'51'15 '5
111
, (1.90)
în care:
x
II Ii i00 0 , 11sgn sgn sgn
00
1'151 1
1 1
II H
Hii
TTT xI
I ; (1.91)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
61 UP II se poate regăsi în două cazuri distincte de circulație a puterii:
1) roata dințată 2 reprezintă ieșire ( 02"25T ) dacă SG R T T2 , situație în care
IIII
HH
HH
H HHii
ii TT
TT
IIII
IIII
II IIII
00
"5
2"5
2
"25"52
"52"25 "5
211
, (1.92)
unde
w
II II IIi i0 0 0 , 11sgn sgn sgn
00
2"252 2
2 2
IIII H
Hii
TTT wII
II ; (1.93)
2) roata dințată 2 este intrare ( 02"25T ) dacă SG R T T2 și, implicit, randamentul
unității planetare se obține cu relația:
IIII
HH
HH
H H
Hii
ii TT
TT
IIII
IIII
II II
II
00
"5
2"5
2
"5"252
2"25"5 "5
211
, (1.94)
situație pentru care
11sgn sgn sgn
00
2"252 2
2 2
IIII H
Hii
TTT wII
II . (1.95)
Înlocuind RGTT1 (rel. (1.82)), în relația (1.90) rezultă:
IH H H H H H
RGH
RGiT iT T T
I I I I I II
0'5
1'5
1'5
1'5
11
. (1.96)
Similar, din relațiile (1.83), (1.92) și (1.94), se obține:
2
02 211
R
IIH R SG T
iT T T T
II
. (1.97)
Prin particularizări ale valorii 2RT se obține momentul din statorul generatorului pentru
celelalte două situații:
dacă momentul rotorului secundar este nul, 02RT , atunci:
IIH SGiT T
II
011
; (1.98)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
62 dacă rotorul secundar generează un moment egal în valoare absolută cu cel al statorului
generatorului, SG R T T2 , atunci:
2R SG T T și 0
IIHT . (1.99)
Din egalitatea SG RG T T , se obține o corelație directă între
IHT și
IIHT (fig. 1.36), care
permite, împreună cu relația 01
II I H H R T T T , determinarea celor două momente în funcție
de momentele rotoarelor eoliene:
II III I
R
II II
R Hi ii iT
i iiT T
I
0 00 0
2
0 00
11 1 1
, (1.100)
II III I
R
II III
R Hi ii iT
i iiT T
II
0 00 0
2
0 00
11 1 1
. (1.101)
Prin înlocuirea rel. (1.100) în relația (1.96), se obține:
I IIII
R
I IIR RGi iiT
i iT T
0 00
2
0 011 1
. (1.102)
Neglijând forțele de inerție [41], din ecuația de echilibru energetic se obține expresia
randamentului mecanismului:
2 2 1 1 R R R RRGge
T TT
(1.103)
Cu notația 1 2 R R t TTk randamentul amplificatorului devine:
II tII t
I III II
i ki k
i ii i
00
0 00 0
1 11 1 . (1.104)
Aportul de putere generat de rotorul secundar (P R2) și puterea obținută în generator (P ge)
sunt similare cazului anterior (r el. (1.67), respectiv (1.68)).
Pe baza modelărilor analitice efectuate, sunt prezentate grafic variațiile raportului 1R ge
(fig. 1.37) și ale randamentului, în funcție de raportul interior Ii0, în premiza că 20IIi și
%9523 45 14 (fig. 1.38) și respectiv ale randamentului, în funcție de raportul tk
(fig. 1.39). Influența raportului k t, pentru diverse rapoarte 1/R ge , asupra randamentului
transmisiei și aportului de putere λge, sunt evidențiate în fig. 1.39, respectiv fig. 1.40.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
63
Fig. 1.37 Variația raportului 1R ge , în funcție de raportul Ii0 , pentru 20IIi
Fig. 1.38 Variația randamentului (), în funcție de raportul Ii0 , pentru 20IIi
Fig. 1.39 Variația randamentului (), în funcție de raportul tk, pentru 20IIi
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
64
Fig. 1.40 Varația parametrului λge în funcție de raportul tk, pentru 20IIi
Din analiza comparativă a diagramelor din fig. 1.37…1.40 se desprind următoarele proprietăți
ale amplificatorului:
– pentru o valoare dată a raportului k t, randamentul scade odată cu creșterea raportului
1/R ge (fig. 1.38); descreșterea este mai accentuată în domeniul valorilor reduse ale
rapoartelor de amplificare și mai redusă pentru valori ridicate;
– randamentul transmisiei scade aproximativ lini ar cu creșterea în modul a raportului k t,
indiferent de valoarea raportului 1/R ge (fig. 1.39);
– odată cu creșterea în modul a raportului k t, crește puterea de ieșire datorită aportului de
putere adus de rotorul eolian secundar, fig. 1.40;
– cresterea raportului 1/R ge determină scăderea puterii de ieșire (fig. 1.40).
Circulația de putere poate fi ramificată sau neramificată, în funcție raportul 1/R ge , notat
ca raport echivalent de amplificare (i a), și a raportului k t; evident, configurația fluxului de putere
determină și valoarea randamentului amplif icatorului. Fiecare valoare a raportului i a are asociată
o valoare limită a raportului k lim, l a c a r e f l u x u l d e p u t e r e p r i n U P I I d e v i n e n u l ( d e e x e m p l u
momentul 0
IIHT ) și care delimitează domeniile celor două sensuri de circulație a puterii prin
UP II. Din ecuația (1.101) rezultă:
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
65
aHtiTk k
II110lim . (1.105)
00.050.10.150.20.25
0 2 04 06 08 0
-klim
ia
Fig. 1.41 Variația raportului k lim în funcție de raportul i a
Conform fig. 1.41, odată cu creșterea raportului i a se reduce semnificativ valoarea raportului
klim. De asemenea, considerând domeniul de variație a raportului k t ( ]0…1[tk ) și valoarea
limită k lim se evidențiază cele patru cazuri funcțional e distincte, ilustrate în fig. 1.42…1.45,
pentru cazul numeric i a=10 ( 2 ,80 0 II I i i ) și 95,023 45 14 (klim= -0,111):
Cazul 1 : SG R T T2 , adică )0…(limk kt . Acest caz corespunde valorilor reduse ale puterii
rotorului secundar (P R2); ca urmare, puterea generată de rotorul eolian principal (P R1) se
transmite ramificat (fig.1.42): prin UP I către ro torul generatorului și prin UP II la statorul
generatorului, unde se însumează cu puterea rotorului secundar P R2.
Cazul 2 : SG R T T2 , i.e. ) …1[limk kt . În acest caz, modulul momentului generat de
rotorul eolian secundar T R2 este mai mare decât cel aferent statorului generatorului; ca
urmare, o parte a momentului |T R2|, și implicit a puterii P R2, se transmite către rotorul
generatorului, inversându-se sensul fluxului de putere prin UP II (fig. 1.43). Considerând
kt =1 (ca în subcap. 1.5, pentru aceeași parametrii funcționali), amplificatorul are
randamentul 845,0 , l a o p u t e r e d e i e ș i r e m a i m a r e d e c â t î n c a z u l 1 , c a u r m a r e a
aportului maxim de putere adus de rotorul eolian secundar.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
66
Fig. 1.42 Circulația fluxului de putere în transmisia planetară pentru )0…(limk kt
Fig. 1.43 Circulația fluxului de putere în transmisia planetară pentru ) …1[limk kt
Cazul 3 : 02RT , i.e. 0tk , (fig. 1.44). Acest caz are loc atunci când rotorul eolian
secundar merge în gol, transmisia funcționând cu o intrare și două ieșiri, la un randament
821,0 . IIHTII
IHT1 I
1T1T
11 2
k pentruP PR R5=0 H R1
1RP 1 RG
IHT
2
2T 2TIIHT'5T
"5T'5T
"5T5T
805,01 i
"5
2H"5
2H
IIII
1R H P66,0 P
IIII 1R H P66,1 P
I 912,09 i
'5
1H'5
1H
II
1R 1 P52,1P1R RG P52,1 P
1R 2 P83,0 P
1R SG P17,0 P912,09 i
'5
1H'5
1H
II
IHT
1R 2R P1,0 P 1
1T1R RG P911,0 P 1T
I
5=0 H R1
1RP
2
2TIHT
2TIIHT
IIHTII '5T
"5T'5T
"5T5T
822,01 i
"5
2H"5
2H
IIII
1R H P002,0 P
II1R 2 P001,0 P1R 1 P911,0P1R H P998,0 P
I
1 101,0R SG P P
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
67
Fig. 1.44 Circulația fluxului de putere în transmisia planetară pentru 0tk
Cazul 4 : SG R T T2 , i.e. limk kt , (fig. 1.45), caz în care UP II nu mai participă la
transmiterea puterii mecanice și, astfel, se realizează decuplarea celor două intrări de
putere: puterea generată de rotorul eolian R1 se transmite neramificat (integral) la rotorul
generatorului, iar rotorul eolian secundar R2 asigură, singur, necesarul de putere al
statorului generatorului. În acest caz, randamentul transmisiei este 912,0 .
Fig. 1.45 Circulația fluxului de putere în transmisia planetară pentru limk kt
1 20R R P P 1
1T1T
I
IHT
5=0 H R1
1RP
2 IHT
2T'5T
2TIIHT
IIHTII "5T'5T
"5T5T
1R SG P09,0 P912,0 9'5
1'5
1
I I H Hi
1R H P89,0 P
I
1R 1 P812,0P1R RG P812,0 P
1R H P11,0 P
II
822,0 1"5
2"5
2
II II H Hi 1R 2 P09,0 P
IHT
1R 2R P1,0 P1
1R RG P912,0 P1T
I
1T
5=0 H R1
1RP
SG 2 2R IHT
2 '5T
2T 2TIIHT
IIHTII "5T'5T
"5T5T
1R SG P1,0 P1R H P PI 912,0 ;9 i'5
1H'5
1HI I
1R 1 P912,0PRG 1
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
68Pentru datele numerice considerate in subcapitolul precedent, transmisia planetară
funcționează cu randamente superioare pentru domeniul valorilor reduse ale momentelor
rotorului eolian secundar ) (limk kt , corespunzătoare transmiterii ramificate a puterii
generate de rotorul eolian principal. În schimb, transmiterea ramificată a puterii de la rotorul
eolian secundar ) (limk kt are loc pentru puteri transmise mai mari, însă la valori mai reduse
ale randamentului.
În continuare, se modelează determinarea punctului de funcționare, în regim staționar, al
sistemului eolian (fig.1.35) considerat în cazul 2 (fig.1.43).
Analog variantelor din subcapitolele precede nte, determinarea punctului de funcționare al
sistemului, în regim staționar, se efectu ează pentru sistemul echivalent de tip
motomecanism-generator echivalent (fig. 1.36 b) care constă în determinarea parametrilor
puterii mecanice (F și FT) pe arborele rotorului generatoru lui; în acest scop, se determină
mai întâi caracteristica mecanică a motomecanism ului (format din cele două rotoare eoliene
și amplificator, fig.1.36b), considerată de forma:
mr SG RG mr b a T 1 . (1.106)
Determinarea coeficienților a mr și b mr se realizează ținându-se seama de parametrii
caracteristici rotorului eolian principal, a R1 și b R1, precum și rapoartele de transmitere
interioare (H
IIH
I i ii i25 0 15 0 ; ) considerate cunoscute:
RG Ra1 1 ,
IH RGRii ia
05
1 1 111
(1.107)
RG R b1 2 ,
III
RGRiii ib
00 5
21 2 111
(1.108)
RG SG c1 ,
III
RG SGiii ic
00 5
21 111
(1.109)
Transmisia fiind monomobilă, cu roți dințate circulare, funcția de transmitere a
momentelor este o funcție liniară de forma:
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
69 0 0 02 1 1 23 2 1 1 2 1 1 1
R R RG SG R RG SG R RGRG RG RG SG R R RG
T T T T T T T T TT T T TC TB TA T. (1.110)
Pentru determinarea coeficienților statici se consideră nule, pe rând, câte două momente,
astfel:
02SG R T T ; 01 1 1 1 RG RG RGR R R T T
01 1 11 RG RGR R T aT , RGR
RRGaTT
1 1
11 ,RGRa A1 1 1 (1.111)
în care 1a este dat de rel. (1.107), iar 5
1 1 H RGR , este dat de rel. (1.90)
01SG RT T ; 02 2 2 2 RG RG RGR R R T T
02 2 12 RG RGR R T bT , RGR
RRGbTT
2 1
22 ,RGRb B2 1 1 (1.112)
în care 1b este dat de rel. (1.108), iar
5
21 2RGR ,
II
IIII
HH
HH
H H SGii
ii
ii
iiTT
00
00
5
15
1
5
25
2 5
15
25
21 1 2111
110
1222
0 00
00 0 5
2111
11
x
I II
IIx
II II
ii
ii
(1.113)
1sgn sgn sgn
00
5 11
15 121 12
12
II
H HH H
ii
TTx
, 112x
1sgn sgn sgn
00
5 22
25222
22
IIII
H HH H
ii
TTx
, 122x
02 1R RT T ; 03 SG SG SG RG RG RG T T
01 3 cT TSG SG RG RG ,
SG RG SGRG c
TT
1 3,
SG RGcC
1
1 (1.114)
în care 1c este dat de rel. rel. (1.109), iar
5
12RG SG ,
IIII
II
HH
HH
HH Hii
ii
ii
iiT T
00
00
5
25
2
5
15
1 5
25
15
12 2 1211
110
2212
0 00
00 0 5
1211
11
x
II IIII
Ix
I I
ii
ii
(1.115)
1sgn sgn sgn
00
5 11
15 121 12
12
II
H HH H
ii
TTx
, 112x
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
70 1sgn sgn sgn
00
5 22
25222
22
IIII
H HH H
ii
TTx
, 122x .
În urma înlocuirilor, se obține momentul re zistent în funcție de momentul dat de rotorul
principal:
1T T TRG SG ,
12
RR
tTTk , 1
11 1
11RtTCkB AT (1.116)
Notând cu 1 1 1 1C BkA Dt și ținând seama de caracteristica mecanică a rotorului
principal și de faptul că 1 1 1 1c aSG RG R , rezultă următoarea caracteristică
mecanică a motomecanimului (redus ă la arborele RG, fig.1.36b):
1 1 1 1 1
11 1
11R R R R RtDb Da DT TCkB AT , (1.117)
1
111
11R SG RGRDbca DaT . (1.118)
Prin echivalență cu relația (1.106) se pot determina coeficienții caracteristicii mecanice a
motomecanismului echivalent:
111
1ca DaaR
mr și 1R mr Db b . (1.119)
Coordonatele punctului de funcționare (fig.1.36 b), în regim staționar (F FT, ), pot fi
determinate pe baza egalității derivate din echi librul momentelor care încarcă arborele 1=RG
(rel. (1.46), (1.48), (1.82) și (1.83)):
01T TRG , ge RG T T1T Tge mr SG RG mr ge ge ge b a b a . (1.120)
Din egalitatea (1.120) se obține viteza arborelui de ieșire, în regim staționar, care permite
apoi determinarea momentului de torsiune aferent:
Fgebgebmr
ageamr (1.121)
)( )(1 F ge F F T T T TFageFbge (1.122)
Pentru exemplificare, în vederea comparației cu variantele anterioare, se consideră că cele
două rotoare (R1 și R2) și gene ratorul (ge) au caracteristici identice cu cele anterioare:
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
71 caracteristica mecanică a rotoarelor eoliene contrarotative (fig. 1.46):
1 1 1 1 R R R R b a T , 2 2 2 2 R R R R b a T (1.123)
în care se consideră 2,352,1Ra Nms, 6052,1Rb Nm;
Fig. 1.46 Caracteristica mecanică a celor două rotoare
caracteristica mecanică a generatorului electric echivalent (fig. 1.47):
ge ge ge ge b a T , (1.124)
în care se consideră 4,0gea Nms, 35geb Nm.
Fig. 1.47 Caracteristica mecanică a generatorului electric echivalent
Pentru viteza relativă dintre rotorul și statorul generatorului (fig.1.35 și 1.36) se consideră
valorile 80Ii , 20IIi . În urma înlocuirilor numerice se obțin următoarele expresii:
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
72 1 1 0 9 1R R I RG i , (1.125)
1 0 1 2 1R II R R SG i , (1.126)
1 0 01 10R I II R SG RG ge i i . (1.127)
Pentru simplificarea abordării, în această etapă, s-a considerat că 2 1 R Ra a , 2 1 R R b b și
că 1 10IIi 20IIi ; în acest caz particular, din rel. (1.7 5) rezultă: 1tk . Ca urmare,
considerându-se 9025,0 95,02
0 0 II I , momentul corespunzător arborelui 1 (rel. (1.116))
devine:
1 1 1
11 1
1 16889,0083451,01081608,0 10138,0
1R R R T T TCB AT (1.128)
Pentru 1tk se obține 1 1 1 1C B A D ; pe baza rel. (1.107), (1.109), (1.111),
(1.112), (1.114) și a rel. (1.118) se determină expresia caracteristicii mecanice a
motomecanismului (fig. 1.48):
178,102 59488,011
111
1 SG RG R SG RGRDbca DaT Nm. (1.129)
în care, coeficienții caracteristicii mr SG RG mr b a T 1 au valorile:
59488,0 01688,011
111 RR
mr aca Daa Nms și 178,102 16889,01 1 R R mr b Db b Nm(1.130)
Fig. 1.48 Caracteristica mecanică a motomecanismului (adică a celor 2 rotoare eoliene reduse
la arborele 1 – vezi fig. 1.36 b)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
73Relațiile (1.121) și (1.122), permit determinarea , analitică și numerică, a vitezei unghiulare
F și, implicit, a momentului de torsiune aferent FT, în regim staționar:
8844,13759488 4,0178,102 35
mr gemr ge
ge Fa ab b
rad/s (1.131)
)( )(1 F ge F F T T T 15377,20 35 8844,1374,0 ge F ge F b a T Nm(1.132)
Valorile obținute sunt confirmate grafic, în fig. 1.49, de intersec țiea caracteristicilor
mecanice aferente generatorului echivalent și motomecanismului (1T TRG 1T Tge ).
Fig. 1.49 Ilustrarea grafică a punctului de funcționare redus la arborele RG (fig. 1.36 b)
Pe baza funcțiilor de transmitere ale amplificatorului, se pot obține valorile mărimilor care
descriu punctul de funcționare al sistemului real . Aceste mărimi sunt centralizate în tab. 1.4.
Utilizarea acestor tipuri de sisteme eoliene, cu componente contrarotative, aduce, pe lângă
creșterea de putere, și avantajul unei funcționări mai eficiente a generatorului electric; acestea asigură viteze mărite și permit o echilibrare dina mică superioară soluției cu o singură intrare.
Având un design compact permit implementarea în sistemele regenerabile cu gabarit redus,.
Comparativ cu soluțiile anterioa re (fig. 1.7, 1.15 și 1.23) această variantă (fig. 1.35) este
similară cu cea din fig. 1.23, cu deosebirea că are ieșiri contrarotative. Datorită ieșirii
contrarotative, amplificatorul permite un ra ndament superior, un gabarit radial mai mic
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
74(i0=-8), și momente de incărcare ceva mai mari; deși pornesc ceva mai greu, asigură, la
intrare în generator, o putere ceva mai mare.
1.7. S i s t e m e o l i a n c u d o u ă s u r s e m o t o a r e, amplificator mecanic bimobil și
generator electric cu stator fix
Așa cum a fost amintit în subcap. 1.5 și 1.6, turbina eoliană contrarotativă este un concept
relativ nou de sistem eolian, care conține două rotoare eoliene amplasate de aceeași parte sau
de ambele părți ale nacelei și un generator electr ic (cu stator fix) [42, 43, 44], cu scopul de a
îmbunătăți eficiența conversiei energiei eoliene în energie electrică comparativ cu turbinele cu un
singur rotor eolian.
Pornind de la această idee, în continuare se pr opune un amplificator de turație diferențial
(M = 2) destinat integrării în sisteme energetice contrarotative (eoliene sau hidroenergetice).
Așa cum deja se cunoaște, amplificatoarele de turație planetare sunt mai compacte, dar au o
complexitate mai mare decât alte tipuri de transmisii utilizate în prezent [45, 46, 47]; de Tabelul 1.4 Parametrii cinematici și statici ai sist emului din fig. 1.35 în regim staționar
Date de intrare Parametrii calculați
Rotor
eolian 1 1Ra= 35,22 [Nms]
1Rb= 605 [Nm] H R1 [rad/s] H R T T1 [Nm]
13,788 119,33
Rotor
eolian 2 2Ra= 35,22 [Nms]
2Rb= -605 [Nm] 2 2R [rad/s] 2 2T TR [Nm]
-13,788 -119,33
Amplificator
de turație 1R G =10
9025,00 0II I
1tk Ii0 IIi0 a
-8 2 0,844
Moto-
mecanism mra[Nms]mrb [Nm]2 1 [rad/s1T [Nm]
-0,594 -102,17 137,88 -20,15
Generator
electric Ga= 0,4 [Nms]
Gb= 35 [Nm] GS GR [rad/s] geT [Nm]
137,88 -20,15
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
75exemplu, amplificatoarele de turație ale turbinelor eoliene contrarotative existente conțin, de
obicei, o combinație de mecanisme planetare cu roți cilindrice și angrenaje conice [41, 48].
Transmisia contrarotativă propusă în fig. 1.50 se bazează pe proprietatea mecanismelor
planetare diferențiale de a ”însuma” ponderat cele două mișcări de intrare contrarotative, ω5 și
ω2; ca urmare, sistemul poate funcționa cu ro toare / turbine coaxiale și contrarotative,
conectate la cele două intrări ale amplificatorului , în timp ce ieșirea acestuia este conectată la
un genrator electric [49, 50].
a ) b )
Fig. 1.50 Schema unui amplificator planetar diferenția l cu două intrări și o ieșire: a) schema
structurală, b) diagrama de viteze
Pentru acestă transmisie diferențială, în continuare sunt determinate funcțiile de
transmitere pentru viteze și momente, folosind proprietatea mecanismului de a „însuma
două viteze” exterioare; pe baza raportului k ω, al vitezelor de intrare, se determină apoi
eficiența transmisiei.
Sistemul eolian, considerat în fig. 1.50, este format dintr-o unitate planetară (5-4-H-3-1),
notată cu UP I (a cărui H se mișcă liber), legată în paralel cu o unitate planetară secundară (2-3-
H-1), notată cu UP II, a cărui moment de intrare (T R2) este dependent de momentul de intrare
(TR1); viteza independentă a rotorului secundar este înlocuită, în calcule, cu raportul
independent k ω (1 2 R R k ). Conform schemei din fig. 1.50, transmisia planetară are trei
R1 R2
G 2
3 5
4 1
H v2
vH
v1 ω2 T2
TH ωH
T1 ω1
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
76roți centrale (1, 2 și 5) și este formată prin cone ctarea în paralel a două un ități planetare: UP I și
UP II (fig. 1.51 a).
a ) b )
Fig. 1.51 a) Schema bloc a amplificatorului planetar diferențial din fig. 1.50 și b) Schema
sistemului echivalent de tip motomecanism-generator
Pornind de la această schemă bloc (fig.1.51a), se pot scrie funcțiile de transmitere ale celor
două UP considerate izolate, precum și relațiile de legatură interioare (dintre cele două unități)
și exterioare (cu cele două rotoare eoliene și generatorul electric):
ecuațiile cinematice și statice cu frecare ale UP I și UP II [28]:
x
I I I IHH I IH
I
i i iTTTTTi izz
zzii i i
IUP
0 0 0 05 '1' '1 5' 0 '1 0 531
54
3154'
'51 0
;001 :
(1.133)
w
II II II IIHH II IIH
II
i i iTTTTTi izzii i i
IIUP
0 0 0 02 "1" "1 2" 0 "1 0 221
3123"
"21 0
;001 :
(1.134)
motomecanism generator ωR1
TR1
ω1 T1 -T1
ωG TG
ωR2
TR2
5T
5T
1G
0GGT'1T I
GT1 '1T
2RT 02 2R RT
2 2R2 5 1R
1RT
2T 2T
II 01 1R RT
"1T 'H
"H
"H 5
"1T'H
1T
1T
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
77 corelațiile caracteristice legăturilor exterioare și interioare ale sistemului, completate cu
ecuația de echilibru a puterilor în ipoteza consid erării frecării și ecuația de echilibru pentru
momentele coaxiale:
055 15 1
1T TR
RR;
022 22 2
2T TR
RR;
01"1 '11
TT TG
GG (1.135)
0111"1 '1 11 "1 '1 ' "
TTT;
0" '" '" '
H HH H H
T TH H H (1.136)
00
1 2 511 22 55
TTTT T T (1.137)
Pe baza acestor corelații (rel. (1.133)…(1.1 37)) se pot determina funcțiile de transmitere
cinematice și statice (cu considerarea frecărilor din angrenaje).
Din rel. (1.133) rezultă viteza elementului suport axe H, iar din rel (1.134) se obține viteza
elementului de ieșire 1:
II
IHii
i001
05
1 1 (1.138)
IIH II
II ii
i00
02
11 (1.139)
Înlocuind rel. (1.138) în (1.139), se obține funcția de transmitere a mecanismului
diferențial:
I IIII
I III
i ii
i ii
0 00
5
0 00
2 11 1
(1.140)
și, implicit, viteza ungh iulară a generatorului:
I IIII
R
I III
R Gi ii
i ii
0 00
1
0 00
21 1
(1.141)
Folosind, în locul vitezelor independente (aferente roatoarelor R1 și R2), viteza 1R și
raportul k ω, expresia (1.141) devine:
I IIII I
R Gi ii i k
0 00 0
11 1 (1.142)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
78Pentru calculul momentelor și al randamentului se stabilesc rapoartele statice pentru
fiecare UP în parte:
x
I I Ii i0 0 0 ; '
'51 0H
I ;
5 55
55
555 5
5 5 1sgn sgn sgn sgn sgnH H H H
HTTT x ;
I III II
I III
I IIII H
i iki i
i iki
i ii
0 00 0
0 00
0 00
5
11sgn sgn
0 00
0 00 0
II II
II II I
i ik i
i iki ix
w
II II IIi i0 0 0 ;"
"21 0H
II ;
2 22
22
222 2
5 2 1sgn sgn sgn sgn sgnH H H H
HTTT w ;
I III II I II
I II I III
I IIII H
i ikki i
kki i
i i i ii
i iki
0 00 0 0 0
0 0 0 00
0 00
21
111
sgn
0 00
I IIII
i iki
w
Din relațiile (1.133)…(1.137) se determină expresia momentului T G (rel.1.144) și a
randamentului mecanismului diferențial (rel. 1.146):
"1 '1 1 TTT TG ; IiT T05 '1 ; IIiT T02 "1 ; II I G iTiT T02 05 (1.143)
II R I R G iT iT T02 01 (1.144)
III
HH
i Ti T
TT
0 20 5
"'
111
;
III
RR
ii
TT
TT
00
21
25
11
;
III
R RiiT T
00
1 211
(1.145)
I III II
II III I
i ii i
i i ki i k
0 00 0
0 00 0
1 11 1
(1.146)
Pentru simplificarea abordării, se consideră cazu l în care vitezele celor două rotoare eoliene
sunt egale și de sens contrar: 11 2 kR R ; în această premisă, pe baza modelărilor
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
79analitice, în fig. 1.52 și 1.53 s-au ilustrat grafic variația raportului1R G (fig.1.52), și a
randamentului (fig. 1.53), în funcție de Ii0, considerand că 75,00IIi și %9545 32 13 .
Din fig. 1.52 se observă că are loc o variație asimptotică, pentru i 0I = i 0II, însoțită de
schimbarea semnul ui raportului 1R G .
Fig. 1.52 Variația raportului 1R G , în funcție de raportul i 0I, pentru 75,00IIi
Fig. 1.53 Variația randamentului (), în funcție de raportul i 0I, pentru 75,00IIi
Pe baza diagramelor prezentate se poate co ncluziona că odată cu creșterea în modul a
raportului cinematic interior al primei UP, crește raportul 1R G (fig. 1.52) și scade
randamentul transmisiei (fig. 1.53);
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
80Determinarea punctului de funcționare se va realiza analog cazurilor prezentate anterior:
sistemul real se înlocuiește cu un sistem echivalent de tip motomecanism-generator, pentru
care se determină parametrii puterii mecanice (F și FT), în regim staționar, pe arborele
generatorului (fig. 1.51 b).
În continuare sunt evidențiate egalitățile care permit determinarea caracteristicii mecanice
liniare a motomecanismului, de forma 1 11 1 b a T (fig. 1.54):
– legăturile rotoarelor eoliene cu transmisia:
2 25 12 25 1
T TT T
RRRR
(1.147)
– legăturile generatorului cu transmisia:
011
T TGG (1.148)
– funcțiile de transmitere ale transmisiei:
1 211 2 2 1112 2 12 11 2 2 1 2
0,
R RR R RRR RR R
kT T TTB TTA Tb a
(1.149)
Ținând seama că funcția de transmiter e a vitezelor poate scrisă sub forma:
1 1 "1 2 '1 2 2 1 2 0 0 R R R Rb a (1.150)
în continuare se determină expresia coeficienților care intervin în func țiile de transmitere ale
amplificatorului de turație (a 2 și b 2; A 2 și B 2):
02R ; 0'1'1 11 1 1 T TR R R
11
1'1
2 R
Ri a,
I IIII
Ri iii a a
0 00 2
15 1_1 21
(1.151)
1111
2
RRiA,
I III II
IIII
Ri ii i
ii
0 00 0
00 2
51 1_111 ,
I IIII
R i ii aA
0 00
1_12
21
(1.152)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
81 01R ; 0"1"1 12 2 2 T TR R R
21
2"1
2 R
Ri b,
II II
Ri iii b b
0 00 5
12 2_1 21
(1.153)
1221
2
RRiB,
II III I
II
Ri ii i
ii
0 00 0
00 5
21 1_211,
II II
R i ii bB
0 00
1_22
21
(1.154)
Ținând seama de rel. (1 .150) și de raportul k ecuația de echilibru a puterilor devine:
02 2 1 2 1 bk aT Tk TR R , (1.155)
iar pe baza rel. (1.149) și (1 .150) randamentul amplificatorul ui de turație capată forma:
2 22 2
Bk Abk a
(1.156)
Pentru facilitarea comparației cu situațiile prec edente, alături de mărimile cinematice și
statice modelate, în determinarea punctului de funcționare, se consideră că rotorul principal
(R1) și generatorul (G) au caracteris tici identice cu cele anterioare.
Pentru îndeplinirea condiției 1k , s-a considerat cazul simplificat în care coeficienții
caracteristicii rotorului secundar (R2) sunt de terminați din rel.(1.157), prin identificarea
coeficienților omologi:
1 1 1 1 R R R R b a T , 1 2 R R AT T ,
III
iiA
00
11
(1.157)
1 1 1 2 1 2 1 2
1 1 12 2 2
12
52
R R R R R R R R
R R RR R R
RRAb Aa b ka AT Tb ab a
TT
TT
kAaaR
R1
2 ; 1 2 R R Ab b (1.157’)
Ca și în cazurile anterioare, pentru caracteristica rotorului eolian principal (rel. (1.157)), s-au
considerat 22,351Ra , 6051Rb (fig. 1.54), și respectiv pent ru caracteristica generatorului
G G G G b a T , coeficienții 4,0Ga , 35Gb (fig. 1.55); ținând seama de aceste
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
82caracterictici, din condiția 1k , s-au obținut, pe baza rel. (1.157’), coeficienții 055,312Ra
și 417,5331Rb pentru caracteristica rotorului secundar 2 2 2 2 R R R R b a T (fig. 1.54).
Fig. 1.54 Caracteristicile mecanice ale celor două rotoare
Fig. 1.55 Caracteristica mecanică a generatorului electric
Ținând seama de algoritmul de modelare anteri or, s-au determinat ecuațiile cinematice și
statice, cu frecare, ale amplificatorului analizat (fig. 1.50) pentru care s-au considerat valorile
numerice: 4318,00Ii , 75,00IIi , 1k și 9025,0 95,02
0 0 II I ; astfel, pentru
viteza generatorului se obține expresia:
1
0 00 0
1 101 1
R
I IIII I
R Gi ii i k
(1.158)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
83Pe baza rel. (1.149) și (1.157), pentru mo mentul de ieșire (T1) și, implicit, pentru
caracteristica mecanică a motomecanismului (-T1: momentul cu care motomecanismul
antrenează generatorul) se obțin următoarele expresii analitice:
1 11
21
1 b aATTR (1.159)
21
1
2 2 21
1Ab
bk aAaTR R
(1.160)
de unde, prin identificarea coeficienților omologi, rezultă expresiile coeficienților a 1 și b 1:
2 2 21
1bk aAaaR
,
21
1AbbR (1.161)
Pentru valorile numerice considerate ca date de intrare, expresiile precedente devin:
1
21
1 11832,0RRTATT (1.162)
5832,71 4167,01 1 T (1.163)
4167,0 01183,01 1 Ra a Nms și 5832,71 11832,01 1 Rb b Nm (1.164)
Fig. 1.58 Caracteristica mecanică a motomecanismului (a celor 2 rotoare eoliene reduse la
arborele de ieșire din amplificatorul de turație – fig. 1.51 b)
Pornind de la egalitățile derivate din echilibrul momentelor, care încarcă arborele
generatorului (fig. 1. 51 b), se determină coordonatele punctului de funcționare, în regim
staționar (F FT, ), reduse la arborele generatorului:
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
84 01T TG 1T TG 1 11 b a b aG G G . (1.165)
Din această egalitate rezultă, analitic și numeric, viteza unghiulară F și, implicit,
momentul de torsiune aferent FT, în regim staționar:
4958,1304167,0 4,05832,71 35
11a ab b
GG
F G rad/s (1.166)
)( )(1 F G F F T T T 1983,17 35 4958,1304,0 G F G F b a T Nm (1.167)
Fig. 1.57 Ilustrarea grafică a punctului de funcționare re dus la arborele generatorului (fig. 1.51 b)
În ilustrarea grafică din fig. 1.57, inters ecția caracteristicilor mecanice, aferente
generatorului și motomecacanismului (1T TG ) reprezintă punctul de funcționare al
sistemului pe arborele de intrare în generator (fig. 1.51 b). Pe baza acestor rezultate, și a
funcțiilor de transmitere ale amplificatorului de turație (rel. 1.149), se obțin valorile
parametrilor care descriu punctul de funcționare al sistemului real, centralizate în tab. 1.5.
Comparativ cu soluțiile din fig. 1.7, 1.15, 1.23 și 1.35 această variantă (fig. 1.50) permite o
reducere semnificativă a gabaritului radial, dato rită însumării mișcărilor de intrare. Totuși
acest avantaj este însoțit de dezavantajul unui randament mai scăzut.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
85
1.8. S i s t e m e o l i a n c u d o u ă s u r s e m o t o a r e, amplificator mecanic bimobil și
generator electric contrarotativ
Având ca obiectiv îmbunătățirea sistemului eolian, s-au combinat două configurații,
identificate în soluțiile anterioare, și anume: sistemul eolian [35], cu două rotoare eoliene-amplificator de turație diferențial-generator electric cu stator fix, și sistemul [51], cu un rotor
eolian-amplificator de turație monomobil-ge nerator contrarotativ (cu stator mobil).
O variantă a acestui concept este prezentată în subcap. 1.6 (fig. 1.35), în care este analizat
un amplificator de turație monomobil cu două intrări și două ieșiri; această structură este dezvoltată în continuare prin transformare a amplificatorului de turație monomobil în
amplificator diferențial (fig. 1.58).
Acest amplificator are proprietatea de a „însuma mișcările” de intrare (
5 și 2) și de a
distribui determinat un moment exterior (1T). Tabelul 1.5 Parametrii cine matici și statici ai sistemului din fig. 1.50 în regim st aționa r
Date de intrare Parametrii calculați
Rotor
eolian 1 1Ra= 35,22 [Nms]
1Rb= 605 [Nm] 5 1R [rad/s] 5 1T TR [Nm]
13,049 145,355
Rotor
eolian 2 2Ra= 31,055
[Nms]
2Rb= -533,417
[Nm] 2 2R [rad/s]2 2T TR [Nm]
-13,041 -128,157
Amplificator
de turație 1R G =10
9025,00 0II I
1k Ii0 IIi0 a
-0,43 -0,75 0,628
Moto-
mecanism 1a [Nms] 1b [Nm] 1 [rad/s] 1T [Nm]
-0,416 -71,583 130,49 -17,19
Generator
electric Ga= 0,4 [Nms]
Gb= 35 [Nm] G [rad/s] GT [Nm]
130,49 -17,19
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
86Similar soluției conceptuale prezentate în fig. 1.35, structura, din fig. 1.58, are patru legături
exterioare (L = 4): intrarea principală este desemnată de rotorul eolian R1, iar intrarea
secundară, de rotorul eolian R2, care este conectat direct la statorul SG; cele două ieșiri sunt
cuplate la rotorul RG și, respectiv, la statorul SG ale unui generator electric contrarotativ.
Pentru reducerea efectelor inerțiale, rotorul RG al generatorului se rotește cu o turație mai
mare în valoare absolută decât cea a statorului SG, așa cum se ilustrează și în diagrama de
viteze din fig. 1.58 b.
a ) b )
Fig. 1.58 Schema amplificatorului planetar diferențial cu două intrări și două ieșiri: a) schema
structurală, b) diagrama de viteze
Conform fig. 1.58, sistemul eolian consider at este echipat cu două rotoare eoliene
contrarotative (5=R1 și 2=R2), un amplificator planetar (1-2-3-4-5-H) și un generator
contrarotativ (1=RG și 2=SG); amplificatorul este o transmisie planetară diferențială, cu două
intrări (5-intrare principală, 2-in trare secundară) și două ieșiri (1-ieșire principală, 2-ieșire
secundară), rezult ată prin legarea în paralel a două unități planetare, ilustrate în fig. 1.59: UP I
(5-4-3-1-H) și respectiv UP II (2-3-1-H).
Amplificatorul de turație considerat (fig, 1,58 și 1.59) are următoarele proprietăți:
– are două mișcări exterioare independente (1R și 2R ) p e c a r e l e î n s u m e a z ă ,
obținându-se o mișcarea amplificată (RG ) la rotorul RG mobil al generatorului;
R1 R2
2
3 5
4 1
H
SG
RG v2
vH
v1 ω2 T2
TH ωH
ω1, T1ω2, T2
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
87- datorită mișcării contrarotative a rotorului RG (RG ) față de statorul SG (SG ),
precum și a legăturii directe dintre rotoru l eolian secundar R2 și statorul mobil SG,
viteza unghiulară nominală a generatorului echivalent (cu stator fix) este dată de
viteza relativă a rotorului față de stator (ge):
SG RG ge (1.168)
– mișcările de rotație, ale celor două intrări, sunt de sens contrar, proprietate asigurată
prin sensurile opuse de înclinare ale palelor celor două rotoare eoliene R1 și R2;
a ) b )
Fig. 1.59 a) Schema bloc a amplificatorului planetar di ferențial cu două intrări R1, R2) și două
ieșiri (RG, SG) și b) Schema sistemului echivalent de tip motomecanism-generator
Pe baza celor prezentate anterior, în continuare se propune următoarea succesiune de
modelare cinematică [28]:
se consideră ecuațiile cinematice și statice cu frecare ale UP I (rel. (1.133)) și UP II (1.134):
se scriu corelațiile caracteristice legăturilor exterioare și interioare ale sistemului (fig. 1.59 a),
051
5 15 1
T TR
RR,
022
2 22 2
T T TSG R
SG RSG R,
01
11
T TG
RGRG (1.169)
0111"1 '1 11 "1 '1 ' "
T TT,
0" '" '
H HH H H
T TH (1.170)
ωR1
motomecanismT1 -T 1 TRG=Tge
ω1 ωRG TR1
ωSG
TSG=-T RG
-T2 =T1 T2=-T 1 ω2 ωR2
TR2
generator
5T
5T
1RG'1T
I
0RG RGTRGT'1T
2RT 02 2R RT
2 2 SG R 5 1R
1RT
2T
2T II 01 1R RT
"1T "1T 'H
'H
"H
SGT
0SG SGT "H
1T1T
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
88 completate cu ecuația de echilibru a puterilor cu frecare și cu ecuația de echilibru a
momentelor exterioare coaxiale (fig. 1.58 și 1.59):
00
1 2 522 11 22 55
T T TT T T T (1.171)
Pe baza acestor corelații (rel. (1.133), (1.134 ), (1.169) …(1.171)) se pot determina funcțiile
de transmitere cinematice și statice (cu frecare).
Similar mecanismului anterior (fig. 1.36), vite za unghiulară a elementului suport axe H și
cea a elementului de ieșire 1, se de termină cu rel. (1.138) și (1.139):
II
IHii
i001
05
1 1 (1.172)
IIH II
II ii
i00
02
11 (1.173)
Înlocuind rel. (1.172) în rel. (1.173), se obține funcția de transmitere pentru viteze:
I IIII
I III
i ii
i ii
0 00
5
0 00
2 11 1
(1.174)
și, implicit, viteza unghiulară a rotorului generatorului:
I IIII
R
I III
R RGi ii
i ii
0 00
1
0 00
21 1
(1.175)
Viteza relativă dintre rotorul și statorul generatorului (ge) se determină înlocuind
rel. (1.175) în rel. (1.168), în care 2R SG :
II III
R R gei ii
0 00
2 11
(1.176)
Folosind, ca mărimi cinematice independente, viteza 1R și raportul R2R1k (în locul
vitezelor rotoarelor R1 si R2), expresia (1.176) devine:
II III
R gei iik
0 00
111 (1.177)
Funcțiile statice ale amplificatorului de turație se determină pe baza ecuațiilor aferente
unităților planetare izolate și a celor aferente legă turilor interioare și exterioare (fig.1.59 a); la
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
89acest amplificator se disting două cazuri de funcționare, și anume: momentul rotorului eolian
R2 este, în modul, mai mare (cazul A), respecti v mai mic (cazul B), decât momentul statorului
mobil SG:
Cazul A: SG R T T2
UP I: se consideră rel. (1.133), în care x
I I Ii i0 0 0 , '
'51 0H
I , 1x
UP II: se consideră rel. (1.134), în care w
II II IIi i0 0 0 , "
"21 0H
II , 1w
Având în vedere că ge SG RG T T T , cu relațiile momentelor din rel. (1.133), (1.134),
(1.169) și (1.170) se obține expresia momentului geT (rel. (1.178)) și a randamentului
mecanismului diferențial cu ieșire contrarotativă:
IIII
R
III
R geiiT
iiT T
00
2
00
11 1
(1.178)
02 2 1 1 SG SG RG RG R R R R T T T T (1.179)
2 2 1 1 R R R RSG SG RG RG
T TT T
(1.180)
Ținând seama că momentele de pe elementul su port axe H (fig. 1.59 și rel. (1.181)) sunt
egale și de sens contrar, pentru randamentu l transmisiei se obține expresia (1.185):
I H i T T0 5 ' 1 ; II H i T T0 2 " 1 (1.181)
III
ii
TT
00
25
11
(1.182)
III
RG RR
ii
T TT
00
21
11
(1.183)
IR
IRiT
iT
02
0111
11
; 1
21
RR
TT
(1.184)
II III I
IIII
i ii i
ii
0 00 0
00
11 (1.185)
Cazul B: SG R T T2
Calculul momentelor și, implicit, al randamentu lui, se efectuează analog cazului A, cu
deosebirea că se schimbă semnul exponentului w (vezi UP II-Caz A).
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
90Pentru simplificarea abordării, ca și în analiza precedentă, se consideră cazul în care vitezele
celor două rotoare eoliene sunt egale și de sens contrar: 11 2 kR R ; în aceasta
premisă, pe baza modelărilor analitice, în fig. 1.60 și 1.61 s-au ilustrat grafic variația raportului
1R ge (fig.1.60) și a randamentului (fig. 1.61), în funcție de Ii0, pentru 75,00IIi și
%9545 32 13 .
Din fig. 1.61 se observă că randamentul tr ansmisiei considerate scade drastic odată cu
creșterea în modul a raportului cinematic interior (Ii0), fapt care limitează sever “raportul de
amplificare” (1R ge ) al acestuia.
Fig. 1.60 Variația raportului 1R ge , în funcție de i 0I, pentru 1k și 75,00IIi
Fig. 1.61 Variația randamentului (), în funcție de i 0I, pentru 1k și 75,00IIi
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
91Analog variantelor analizate anterior, mai întâi se stabilește punctul de funcționare pentru
sistemul echivalent de tip motomecanism-generator (fig. 1.59 b), care constă în determinarea
parametrilor puterii mecanice (F și FT) pe arborele rotorului generatorului, în regim
staționar. În acest scop se determină, în prealabi l, coeficienții cinematici și statici utilizați în
modelarea randamentului transmisiei și a pu nctului de funcționare al sistemului.
Considerând inițial independente momentele T RG și T SG , modelarea cinematică și statică al
unui sistem echipat cu o transmisie diferențială cu două intrări și două ieșiri (fig. 1.58), poate fi
descrisă prin următoarele relații:
2_ 1_ 1 2 2 2 1 2 0 0RG RG R RG R RG RR RR RG b a , (1.186)
2_ 1_ 1 2 2 2 1 2 0 0SG SG R SG R SG RS RS SG b a , (1.187)
S R R R RG R SG R SGS RGR R T T TT TT TA TA T_1 _1 1 1 2 2 1 0 0 , RG R TA T2 1 (1.188)
S R R R RG R SG R SGS RGR R T T TT TT TB TB T_2 _2 2 2 2 2 2 0 0 , RG R TB T2 2 (1.189)
Pe baza egalităților (1.169), (1.186)…(1.189) și 1T TRG (fig. 1.59 b) se determină
caracteristica mecanică liniară a motomecanismului, care are forma
mr SG RG mr b aT 1 :
02 1_1 2 R Ri a ; 1_1 2 S Si a
0ST ; 01 11 1 RR R R T T ;
RR
Ri
A
11_1
2
0RGT ; 0 T T1SS S11S1 ;
SS
Si
A
11_1
2
S Ra a a2 2 2 , S RA A A2 2 2 ,
01 2_2 2 R Ri b ; 2_2 2 S Si b
0ST ; 0 T T2RR R22R2 ;
RR
Ri
B
22_2
2
0RGT ; 0 T T2SS S22S2 ;
SS
SiB
22_2
2 ,
S Rb b b2 2 2 , S RB B B2 2 2 .
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
92Notând cu
52
12
RRk , rezultă:
kB Akb a
2 22 2
. (1.190)
Particularizând acești parametri pentru exempl ul din fig. 1.58 se obțin coeficienții a 2 și b 2,
respectiv A 2 și B 2:
I IIII
Ri iii a
0 00 2
15 21
,
I III II
IIII
Ri ii i
ii
0 00 0
00 2
51 111 ,
I IIII
RR
Ri ii i
A
0 00
11_1
21
,
02
25 2i aS , 2
52 1S , 0
11_1
2
SS
Si
A,
I IIII
S Ri iia a a
0 00
2 2 21
,
I IIII
S Ri iiA A A
0 00
2 2 21
, (1.191)
II II
Ri iii b
0 00 5
12 21
,
II III I
II
Ri ii i
ii
0 00 0
00 5
21 211 ,
II II
RR
Ri ii i i
B
0 00
5
215
12
22_2
21
,
15
22 2i bS , 15
22 2S , 1
22_2
2
SS
Si
B,
II III
S Ri iib b b
0 00
2 2 21
,
II III
S Ri iiB B B
0 00
2 2 21
(1.192)
Înlocuind rel. (1.191) și (1.192) în rel. (1.190), pentru 1k , se obține rel. (1.185).
În vederea comparației cu situatiile precedente, alături de mărimile cinematice și statice
modelate, în determinarea punctului de funcțion are, se consideră că cele două rotoare (R1 și
R2) și generatorul ( ge) au caracteristici identice cu cele anterioare; prin urmare cele două
rotoare au caracteristicile mecanice: 2,1 2,1 2,1 2,1 R R R R b a T în care 22,352,1Ra și
6052,1Rb (fig. 1.62), iar generatorul are caracteristica: ge ge ge ge b a T cu 4,0gea ,
35geb (fig. 1.63).
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
93
Fig. 1.62 Caracteristicile mecanice ale celor două rotoare
Fig. 1.63 Caracteristica mecanică a generatorului electric echivalent
Pentru viteza relativă dintre rotorul și stat orul generatorului se obține expresia (vezi
rel. (1.186) și (1.187)):
kb a kb b a aR S R S R R SG RG 2 2 1 2 2 2 2 1 (1.193)
În vederea comparației cu soluțiile precedente, și ținând seama de variațiile din fig. 1.60 și
1.63, răspunsurile cinematice și statice, ale amplif icatorului analizat (fig. 1.58), s-au determinat
considerând: 4,00Ii , 75,00IIi , 1k și 9025,0 95,02
0 0 II I ; astfel, pentru
viteza relativă a generatorului se obține expresia:
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
94
1
0 00 0
1 2 2 1 101 1
R
II III II
R SG RGi ik i ikb a
(1.194)
Pe baza rel. (1.169) și (1.188), pentru caracteristica mecanică a motomecanismului (-T1:
momentul cu care motomecanismul antrenează rotorul generatorului, fig. 1.59) se obțin
expresiile coeficienților mrași mrb:
21
2 2 21
21
1Ab
kb a Aa
ATTTR SG RG R R
RG
(1.195)
mr ge mr b a T 1 kb aAaaR
mr
2 2 21
,
21
AbbR
mr (1.196)
Pentru valorile numerice considerate ca date de intrare, expresiile precedente devin:
1
211393,0RR
RG TATT (1.197)
3028,84 4908,01 SG RG T (1.198)
4908,0 01393,01 R mr a a Nms și 3028,84 1393,01 R mr b b Nm (1.199)
Fig. 1.64 Caracteristica mecanică a motomecanismului (a celor 2 rotoare eoliene reduse la
arborele 1=RG – vezi fig. 1.59 b)
Coordonatele punctului de funcționare în re gim staționar, redus la arborele rotorului
generatorului (F FT, ), se obțin pornind de la echilibrul momentelor care încarcă acest
arbore (fig. 1.59 b), considerând SG RG ge :
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
95 ge RG T T , 01T TRG 1T TRG mr SG RG mr ge ge ge b a b a (1.200)
Relația (1.200) permite determinarea, anal itică și numerică, a vitezei unghiulare F și,
implicit, a momentului de torsiune aferent FT, în regim staționar:
9265,13344908,0 4,03028,84 35
mr gemr ge
F gea ab b
rad/s (1.201)
)( )(1 F ge F F T T T 5706,18 35 9265,1334,0 ge F ge F b a T Nm(1.202)
În ilustrare grafică, punctul de funcționare al sistemului, redus la arborele rotorului
generatorului, este descris de intersecția celor două caracetristici mecanice (fig. 1.65)
aferente generatorului și motomecanismului (1T T TGR ge ) -fig. 1.59.
Fig. 1.65 Ilustrarea grafică a punctului de funcționare redus la arborele rotorului generatorului
(fig. 1.59 b)
Pe baza acestor rezultate, și a funcțiilor de transmitere ale amplificatorului de turație
(rel. (1.168), (1.171), respectiv (1.176), (1.178)) , se obțin valorile parametrilor care descriu
punctul de funcționare al sistemului real, centralizate în tab. 1.6.
Acest tip de amplificator este recomandat pentru sistemele eoliene mici-medii, cu
rapoarte reduse de amplificare a turației, deoarece, odată cu creșterea raportului de
amplificare, scade drastic randamentul transmisiei.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
96
Comparativ cu soluția prezentată în fig. 1.50, această variantă se comportă mai bine din
punct de vedere al eficienței și are un gabarid radial inferior; totuși, comparativ cu soluțiile din
fig. 1.7, 1.15, 1.23 și 1.35, acea stă soluție are randament mai redus.
1.9. Identificarea soluției conceptuale pr in evaluarea varian telor conceptuale
După cum s-a precizat anterior (vezi subcap . 1.1.1), cea de-a patra etapă de proiectare,
din procesul de design conceptual, constă în identificarea soluției conceptuale [52, 53], a
amplificatorului de turație, pe baza unor criterii adecvate de evaluare.
Pentru facilitarea expunerii și a înțelegerii, generarea structurilor de amplificatoare de
turație s-a limitat la variante de mecanisme cu angrenaje (subcap. 1.1.2), cu una / două intrări și una / două ieșiri (fig. 1.1); prin combinarea so luțiilor parțiale s-au generat 22 de variante de
rezolvare (variante „calitative”, v. subcap. 1.1.3), din care, în urma unei
evaluări cvasi-
calitative (subcap. 1.2), s-au selectat 6 structuri reprezentative de amplificatoare de turație.
Aceste structuri au fost modelate cinematic și static și, pe baza acestor modelări, s-au Tabelul 1.6 Parametrii cine matici și statici ai sistemului din fig. 1.58 în regim st aționa r
Date de intrare Parametrii calculați
Rotor
eolian 1 1Ra= 35,22 [Nms]
1Rb= 605 [Nm] 5 1R [rad/s]5 1T TR [Nm]
13,392 133,272
Rotor
eolian 2 2Ra= 35,22 [Nms]
2Rb= -605 [Nm] 2 2R [rad/s] 2 2T TR [Nm]
-13,392 -133,272
Amplificator
de turație 1R G =10
9025,00 0II I
1k Ii0 IIi0 a
-0,4 -0,75 0,696
Moto-
mecanism mra [Nms] mrb [Nm] 1 [rad/s] 1T [Nm]
-0,49 -84,302 133,926 -18,57
Generator
electric gea= 0,4 [Nms]
geb= 35 [Nm] G[rad/s]GT [Nm]
133,926 -18,57
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
97generat, prin sinteză, soluții „cantitative”; dintre aceste soluții s-au decelat variante
conceptuale (variante de rezolvare „cantitative”), în raport cu un anumit set de cerințe impuse
(v. subcap. 1.2).
Întrucât soluțiile „cantitative”, cu amplificator de turație diferențial, nu îndeplinesc cerința
impusă referitoare la randament ( 8,0minadm – vezi subcap. 1.2.1), structurile de acest
tip (fig. 1.50 și 1.58) s-au eliminat, rămânând în analiză numai sistemele din fig. 1.7, 1.15,
1.23 și1.35, sitematizate în tab.1.7; din an aliza comparativă a acestora se constată că
variantele cu generator contrarotativ sunt superioare, din punct de vedere al eficienței, celor cu generator clasic (cu statorul fix).
În tab. 1.7, fiecare schemă este însoțită sintetic de rezultatele modelărilor
cantitative
privind: rapoartele cinematice interioare (i 0), randamentul ( η) și puterea mecanică la intrarea
în generator (P g).
Exemplul considerat de analiză conceptuală, în forma simplificată, cuprinde următoarele
etape:
I. Dintre variantele de rezolvare (calitative) generate, prin combinarea compatibilă a
soluțiilor tehnice, aferente fiecărei subfuncț ii (fig. 1.4 și 1.5), se selectează, printr-o
evaluare cvasi-calitativă (fig. 1.6), pri ncipalele variante reprezentative; pentru
acestea se stabilesc apoi parametrii definitorii și corelațiile analitice aferente (prin analiza structurală, cinematică, statică și dinamică).
II. În locul listei de cerințe sunt utilizate re stricțiile tehnice derivate din aceasta; pe
baza acestora, și a corelațiilor stab ilite anterior, se efectuează sinteza
dimensională a variantelor calitative selectate; se obțin astfel
variantele
conceptuale (cantitative) căutate.
III. Pentru simplificare, dintre variantele conceptuale („cantitative"), obținute în urma
sintezei, se consideră numai câte o soluție dimensională; soluția conceptuală
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
98(optimală) cautată este decelată, din ce le 4 "variante cantitative" rezultate
(tab. 1.7), pe baza unui preoces de evaluare fină.
Pornind de la cele patru soluții tehnice selectate (fig. 1.66), în continuare se prezintă un
exemplu de stabilire a soluției conceptuale [54] pentru o aplicație cu următoarele restricții
tehnice (decelate dintr-o listă de cerințe impusă ): se solicită soluția conceptuală pentru un
amplificator de turație, destinat sa echipeze un sistem eolian / turbină hidroenergetică cu
următoarele caracteristici:
– turația de la intrar e 100-150 rot/min,
– raportul de amplificare: i a =10±0,5%, Tabelul 1.7 Date centralizatoare a variantelor conceptuale propuse
Schemă
structurală
figura Raport cinematic interior
Randament
[%] Putere
mecanică
generată
[kW] i0I i 0II
Fig. 1.7 11 – 84,5 1,775
Fig. 1.15 10 – 85,7 1,794
Fig. 1.23 -9 2 82,2 2,738
Fig. 1.35 -8 2 84,4 2,778
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
99- gabaritul radial restricționat prin limitare a numărului maxim de dinți al unei roți:
zmax < 230, în premisa că: z min = 20.
Fig. 1.66 Schemele cinematice ale variantelor propuse pentru evaluare
Alături de restricțiile impuse, rezultatele obți nute se bazează și pe următoarele date de
intrare: rotoarele eoliene / turbinele hidroenergetice și generatorul (clasic sau contrarotativ) au aceleași caracteristici mecanice liniare (
605 22,352,1 2,1 R RT Nm, respectiv
35 4,0, , geG geGT Nm). Dintre schemele acestor variante, urmează să fie selectată, pe
baza unor criterii adecvate de evaluare, va rianta de rezolvare op timală (i.e. soluția
conceptuală).
Ca urmare, în tab.1.8 s-au sistematizat caract eristicile tehnice ale variantelor conceptuale
identificate.
În continuare se prezintă un exemplu de evaluare fină a celor patru variante conceptuale
considerate mai sus; pentru aceasta sunt propuse, pentru departajare, următoarele patru
criterii de evaluare / optimizare scrise în ordinea importanței: A = puterea mecanică pentru generator, cât mai mare
B = randamentul transmisiei cât mai mare
C = gabarit axial cat mai mic D = grad de complexitate cat mai redus
5=0 R2
SG2 34
H
RG1
R1
R2
R1 G 3 5=0 2
4
H 1
12H4=0
3
R RG SG
R G 1 2 3 4=0
H
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
100
Pe baza acestor criterii se ordonează vari antele conceptuale, aplicându-se metoda
FRISCO [27]; cu acest scop se determină mai întâi coeficienții de pondere absolută și relativă (vezi tab. 1.9):
kk k
kP PnS P PW
maxmin
5.05.0 2;
kk
kWWw
Tabelul 1.8 Caracteristicile tehnice ale variantelor conceptuale
Variantele de rezolvare VC1 VC2 VC3 VC4
Figura
Caracteristici 1.7 1.15 1.23 1.35
1. numerele de dinți și
rapoartele cinematice
interioare aferente z1 = 20
z4 = 220 z1 = 20
z4 =200 z1 = 20
z2 = 90
z3 = 80
z4 =80
z5 =180 z1 = 20
z2 = 88
z3 = 77
z4 = 70
z5 = 160
i0I=11 i 0I=10 i0I =-9
i0II =2 i0I =-8
i0II =2
1 4 4.1 0 zz iiH 15
'51
0 '15zzi i
II I
HH
IH
45
23
"52
0 "25zz
zzi i
IIII II
HH
IIH
2. raportul de amplificar e -10 -10 10 10
3. turația de intrare
[rot/min] 117,9 118,17 131,15 131,66
Obs.: pentru VC3 și VC4, modulul pentru roțile 2 și 3 diferă de modulul roților 1, 4 și 5
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
101
Tabelul 1.9 Stabilirea coeficienților de pondere relativă
n Criteriul A B C D P k L k S k W k w k
1 A 0,5 1 1 1 3,5 1 3 20 0,805
2 B 0 0,5 1 1 2,5 2 2 3,5 0,14
3 C 0 0 0,5 1 1,5 3 1 1,14 0,046
4 D 0 0 0 0,5 0,5 4 0 0,2 0,009
Suma 24,84 1
Pe baza coeficienților de pondere relativă ( wk) și a criteriilor de evaluare impuse se poate
identifica clasamentul variantelor evaluate și implicit soluția optimă (vezi tabelul 1.10):
În cazul unui număr mare de variante, pe ntru evaluarea variantelor conceptuale se
recomandă folosirea, inițială, a unei evaluări gr osiere, urmată de aplicarea unei evaluări fine,
pentru variantele rămase. Din tab.1.10 se consta tă că, în premisa evaluării grosiere (cu note
neponderate: w k=1), varianta conceptuală plasată pe primul loc este VC1 (35 puncte); prin
introducerea coeficienților de pondere (w k<1), specifici evaluării fine, rezultă ca optimă
varianta VC4 (9,732). Soluția conceptuală VC4 (f ig.1.67 a) conține trei module fezabile: două Tabelul 1.10 Clasamentul „ponderat” al variantelor conceptuale
VC1 VC2 VC3 VC4
Criteriul wk N k w k·Nk N k w k·Nk N k w k·Nk N k w k·Nk
A 0,805 6 4,83 7 5,635 9 7,245 10 8,05
B 0,14 9 1,26 8 1,12 10 1,4 9 1,26
C 0,046 10 0,46 10 0,46 8 0,368 8 0,368
D 0,009 10 0,09 9 0,081 7 0,063 6 0,054
Sumă: 35 6,64 34 7,296 34 9,076 33 9,732
Locul: 4 3 2 1
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
102rotoare eoliene / turbine hidroenergetice cu turații dependente una de alta – amplificator
planetar monomobil cu două intrări și două ieșiri – generator electric contrarotativ (cu
statorul și rotorul mobile) și reprezintă entitate a de start pentru faza proiectării constructive
(fig. 1.67 b).
a ) b )
Fig. 1.67 Soluția conceptuală rezultată în urma ev aluării: a) schemă conceptuală și
b) schemă constructivă
Din cele prezentate anterior, se desprind următoarele proprietăți relevante:
a. Rezultatele procesului de evaluare sunt dete rminate de natura și ponderea criteriilor
folosite [55, 56].
b. După cum reiese și din din matricea morfologic ă (fig. 1.3), se pot de osebi cinci categorii
de soluții tehnice relevante pentru amplificatoarele de turație:
1. cu M=1, L=2: o intrare și o ieșire;
2. cu M=1, L=3: o intrare și două ieșiri sau două intrări și o ieșire, cu două momente
independente;
3. cu M=1, L=4: două intrări și două ieșiri, cu două momente independente;
4. cu M=2, L=3: două intrări și o ieșire, cu două mișcări independente;
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
1035. cu M=2, L=4: două intrări și două ieșiri, cu două mișcări independente.
c. Pentru creșterea puterii mecanice la generator, se desprind următoarele căi:
c1) maximizarea randamentului amplificatorului;
c2) mărirea turației la generator prin: c21) utilizarea de generatoare contrarotative (cu
stator mobil), c22) însumarea mișcărilor, a două rotoare contrarotative, cu ajutorul unui
mecanism planetar diferențial și c23) ramifica rea mișcării unui rotor, cu ajutorul unui
mecanism monomobil, și însumarea mișcărilor obținute cu un mecanism planetar
diferențial; c3) creșterea momentului la generator prin însumarea momentelor a două roatoare
contrarotative, cu ajutorul unui mecanism monomobil;
c4) combinarea căilor anterioare.
d. Pentru înțelegerea și explicitarea algoritmului de modelare a variantelor de rezolvare, în
lucrare au fost expuse exemple reprezentative de modelare cinematică și statică pentru
fiecare clasa/familie de amplificatoare în parte.
e. Structurile, identificate în fig. 1.4, stau la baza mai multor lucrări și a unor propuneri de
brevete de invenție.
Ținându-se seama de aceste proprietăți, pot fi formulate următoarele concluzii utile
pentru designul conceptual al amplificatoarelo r de turație destinate sistemelor eoliene și
hidroenergetice:
pot fi instalate în orice tip de sistem, care permite convertirea energiei fluidului
(eoliaene / hidroenergetice) în energie electrică, în funcție de locația și condițiile de amplasare;
pentru simplitatea și claritatea expuneri i, generarea structurilor conceptuale, de
aplificatoare de turație, s-a limitat la utilizarea angrenajelor;
dacă este necesar un raport mare de amplificare, se recomandă o transmisie în
care se poate folosi o unitate planetară monomobilă care să permită ramificarea
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
104turației de la rotorul eolian / hidroenergetic și / sau o unitate planetară diferențială
pentru însumarea a două mișcări, ob ținându-se astfel o turație mărită;
deși utilizarea unui generator contrarotat iv (cu statorul mobil) crește, într-o
anumită măsură, gradul de complexitate, această soluție aduce, grație statorului mobil al generatorului, un aport suplimenta r de turație și implicit de putere. La
creșterea puterii mecanice, la intrarea în generator, poate contribui atât
randamentul amplificatorului, cât și surplu sul de moment sau de turație, în cazul a
folosirii a două rotoare / turbine contraro tative; ca urmare, se disting următoarele
situații relevante:
a. mecanism monomobil care însumează momentele a două rotoare,
b. mecanism bimobil care însumeaz ă turațiile a două roatoare,
c. mecanism complex care conține o unitate monomobilă, prin care mișcarea
unui rotor se ramifică în două mișcări, care apoi sunt însumate de o unitate
planetară bimobilă.
1.10. Concluzii privind activitățile desfășur ate în cadrul direcției de cercetare
Designul conceptual al amplificatoarelor plan etare de turație cu
angrenaje și / sau cu lanțuri
Așa cu s-a prezentat pe parcursul acestui capitol dezvoltarea unui concept pornește de la
un set de cerințe specifice ; următorul pas, în algoritmul de proiectare, constă în
configurarea variantelor structurale de rezolvare , din care, în urma modelării și sintezei
dimensionale, sunt generate variantele de rezolvare dimensionate ; dintre acestea sunt
decelate apoi variantele dimensionate conceptuale (care îndeplinesc lista de cerințe). În final,
pe baza unor criterii tehnico-economice adecvate, variantele conceptuale sunt evaluate comparativ, determinându-se astfel
soluția conceptuală (optimă, în raport cu cerințele și
criteriile considerate).
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
105Baza de soluții cu angrenaje (prezentată anterior) poate fi lărgită prin dezvoltarea și
includerea unor structuri morfologice noi [57], precum cele cu lanț [58], care au avantajul
unei tehnologii mai simple (față de cele cu an grenaje). Spre exemplificare, în continuare se
propune un exemplu simplificat, de proiectare conceptuală, pentru sisteme hidroenergetice
cu o intrare și o ieșire, pornind de la generare a unei baze de structuri cu element deformabil
(lanț / curea), în care sunt utilizate principii de rezolvare de tip: cuplaje mobile și transmisii cu
lanț (pe unul sau mai multe rânduri).
Algoritmul se bazează pe o listă de cerințe, pe baza căreia se generează o serie de
structuri de rezolvare modelate, dimensionate și evaluate ulterior, în vederea obținerii unei
transmisii planetare care să funcționeze ca amli ficator de turație implementabil în SER; așa
cum a fost amintit în subcapitolele anterioare, di n lista de cerințe se desprind două tipuri de
obiecive: obiective obligatorii ( obiective principale ), care sunt necesare pentru eliminarea
soluțiilor necorespunzătoare, și obiective de tip de dorință ( obiective secundare ), necesare
pentru ordonarea comparativă a variantelor conc eptuale și selectarea conceptului. Astfel, din
lista de cerințe a unei microhidrocentrale, s- au desprins următoarele cerințe / obiectivele
principale semnificative:
Raportul de amplificare a turației (i a), între turbină și generator, este de cca. 3
Randamentul amplificatorului de turație minim 85%;
Pe baza acestor cerințe, s-a construit struct ura funcției globale din fig. 1.68, urmărindu-
se obținerea unui amplificator de turație opti m; prin combinarea compatibilă a soluțiilor
parțiale, sistematizate în matricea morfologică din fig. 1.69, se obțin variantele de rezolvare nedimensionate din fig. 1.70 [59] și 1.71 [60]. Modelarile analitice, efectuate pentru acest tip
de amplificator, permit dimensionarea variante lor generate, din care, în urma decelării și
evaluării comparative a variantelor conceptual e se obține soluția conceptuală căutată.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
106
Fig. 1.68 Funcția globală a amplificatorului de turație
Conform fig. 1.68, structura funcției amplif icatorului de turație conține următoarele
subfuncții:
FE1 – transmiterea nemodificată a energiei mecanice; FE2 – transmiterea energiei mecanice cu modifi care a parametrilor (amp lificarea turației).
Sub-funcție Soluții principale potențiale
FE1
Cuplaj mobil
(CM) 1.1
1.2
1.3
1.4
Cuplaj mobil cu
bare articulate Cuplaj cu
bolțuri Cuplaj Green Cuplaj Universal
FE2
Transmisie
cu lant (TL)
2.1
2.2
2.3
2.4
Fig. 1.69 Matricea morfologică
În fig. 1.70 sunt ilustrate exemple de vari ante structurale de amplificatoare, formate
dintr-un cuplaj mobil (1CM) și o transmisie cu la nț (1TL), obținute prin combinarea celor două
subfuncții (v. fig. 1.69).
FE2Turbină de
apă FE1Generator
electric
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
107
Fig. 1.70 Variante structurale de rezolvare, a amplificatorului, generate prin combinarea unui
cuplaj mobil (1CM) cu o transmisie cu la nț (1TL: cu unul sau mai multe rânduri)
Prin combinarea subfuncției FE2 cu ea însăși, se obțin variante de tip 2TL, precum cele
ilustrate în fig. 1.71; se face precizarea că acolo unde a fost necesar, pentru eliminarea
2’ 2
H 1
3
3 H 2’ 2
1
1 H
3 2’ 2
3
1 H 2’
2
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
108efectului de răsucire radială, a elementului deformabil, s-a folosit un lanț pe mai multe
randuri și, implicit, dublarea uneia dintre roțile de lanț.
Fig. 1.71 Variante structurale de rezolvare, a amplificatorului, generate prin combinarea a
două transmisii cu lanț (2TL).
Pentru variantele structurale de rezolvare, nedimensionate, în continuare se prezintă
modelarea raportului de amplificare și al randamentului, considerându-se următoarele
notații aferente [61, 62, 63]:
a) structurilor din fig. 1.70 (1CM+1TL): 1-2 – cu plaj mobil și 2’-H-3 – UP cu o roată centrală;
b) structurilor din fig. 1.71 (2TL): 1-H-2 – UP I cu o roată centrală și 2’-H-3 – UP II cu o roată
centrală.
H H Hii ii3'2 12 13 0 , 112Hi (1CM+1TL) sau
12
12zziH (2TL),
23
3'2
zziH,
0 13
31
33 1
313 1 3
1 1 1 1 i i iH
HH
HH H
H HH
,
1 2 2’
H
3
3 2’
2
1
H
3 2’
2
H
1
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
10903
1 11 1
i ii
Ha
H H H
32 12 13 0 ,
000
3
13
1
3 131
1133 3
111
ii
ii TT
TTw
HH
HH H H
H
,
11sgn sgn sgn sgn sgn
00
3 11
131
1131 1
1 1
ii
TTT w
H HH H H
H
,
000 3
111
iiw
H ,
x Hii
000 3
111
, w x .
Cu acest model de calcul [64], s-au obți nut următoarele rezultate, în premisa că
randamentul interior al transmisiei este 9,00 .
Fig. 1.72 Variațiile raportului de transmitere (i) și randamentului ( η) în funcție de raportul
cinematic interior (i 0)
După cum reiese din fig. 1.72, în premisa că 1=intrare și H=ieșire, transmisia poate
funcționa atât ca reductor (pentru i 0>2), cât și ca amplificator (pt i 0<2) [65, 66]. Prin
inversarea fluxului energetic (H=intrare și 1=ieșire), pe domeniul i 0>2, reductorul devine
amplificator; în fig. 1.73 sunt ilustrate variațiile randamentului și raportului de amplificare,
atât pentru i 0<2, cu 1=intrare și H=ieșire, cât și pentru i 0>2, cu 1=ieșire și H=intrare.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
110
Fig. 1.73 Variațiile raportului de amplificare (i a) și randamentului ( η) în cele două situații de
funcționare: 1=intrare (i 0<2) și 1=ieșire (i 0>2)
Pentru randamentul impus, ηmin= 0,85 (vezi cerințe/ obiective principale), în fig. 1.74, 1.75
și 1.76, s-au ilustrat, cu linie continuă, domeniil e rapoartelor de amplificare viabile (și implicit,
rapoartele interioare aferente vari antelor de rezolvare dimensionate).
Fig. 1.74 Determinarea variantelor cu η ≥0,85, pentru i 0=0,5 …1: variantele cu i 0≤0.58
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
111
Fig. 1.75 Determinarea variantelor cu η ≥0,85, pentru i 0=1 …2: 0 variante!
Fig. 1.76 Determinar ea variantelor cu η≥0,85, pentru i 0>2: variantele cu i 0 ≥ 2,70
Din analiza comparativă a acestor diagrame se constată că, pentru valorile impuse ale
raportului de amplificare și ra ndamentului, varianta cu intrare prin H oferă o plajă mai largă
de variante conceptuale, cu randamente relativ superioare.
Urmărind decelarea distinctă a soluției op time, pentru fiecare din cele 2 grupe de
variante, ilustrate in fig. 1.70 și 1.71, s-au utilizat următoarele criterii tehnico-economice:
Tehnologie cât mai simplă.
Preț de cost cât mai redus;
Randament cât mai bun;
Fiabilitate ridicată;
Gabarit cât mai redus;
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
112În conformitate cu modelările analitice, ceri nțele și criteriile impuse, s-au obținut două
seturi de variante conceptuale (aferente structuri lor din fig. 1.70 și respectiv 1.71); evaluarea
fină, aplicată acestora (prin metoda FRISCO [27]), a condus la câte o soluție conceptuală,
reprezentativă pentru fiecare clasă în parte (tip 1CM+1TL, fig. 1.77, respectiv 2TL, fig. 1.79),
departajarea dintre acestea urmând să fie făcută pe baza unor restricții constructive (în faza
de proiectare cnstructivă). Pentru soluțiile obținute , în fig. 1.78 și 1.80, s-au propus câte un
model 3D, implementabil în aplicații hidroenerget ice, care formează obiectul obținerii a două
brevete de invenție [67, 68].
Fig. 1.77 Soluție conceptuală a amplificatorului de tip 1CM+1TL
Fig. 1.78 Model virtual de transmisie planetară de tip 1MC+1TL, implementabil într-un sistem
hidroenergetic cu turbină Turgo
H
1 2
3 3
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
113
Fig. 1.79 Soluție conceptuală a amplificatorului de tip 2TL
Fig. 1.80 Model virtual de transmisie planet ară de tip 2TL, implementabil într-un sistem
hidroenergetic cu turbină Kaplan
Diagramele generate, pe baza modelului matema tic anterior, permit identificarea soluției
conceptuale, în conformitate cu cerințele și crit eriile impuse. Conform fig. 1.74, 1.75 și 1.76,
pentru o amplificare a turației de 3 ori, cu un randament de min 85%, se pot identifica soluții doar pentru variante de tip H=intrare și 1=ieșire; pentru
3ai și 9,00 , aceste soluții au
specificațiile (fig. 1.76): 87,0 și 40i .
Pe baza rezultatelor obținute, se poate afirma că variantele structurale de rezolvare de tip
1CM+1TL (fig. 1.70) sunt mai fiabile, decât cele de tip 2TL, deoarece randamentul unui cuplaj
este superior randamentului unei transmisii cu lanț și au un gabarit axial mai mic; dacă se
impune un gabarit radial redus, soluția cu 2T L poate fi preferată, deoarece la același i 0 are un
H3 lanț
1 2’lanț 2
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
114gabarit mai mic, raportul cinematic interior poat e f i d i s t r i b u i t p e c e l e 2 t r a n s m i s i i c u l a n ț
(comparativ cu soluția 1CM+1TL, care are o singură transmisie cu lanț).
Exemplele prezentate conțin rezultate publicat e și prezentate de autor (în calitate de
autor principal sau coautor) în diferite jurnale indexate sau conferințe, monografii, contracte de cercetare sau brevete și deschid noi orizonturi în domeniul amplificatoarelor de turație.
Cercetările privind designul conceptual al amplificatorelor planetare de turație ocupă un
volum semnificativ în activitatea științifică și profesională. Prin urmare se face succint o
trecere în revistă a acestor realizări:
a) Articole indexate în BDI (ISI sau SCOPUS) ( 9 autor principal, 13 coautor)
1. R. Saulescu , C. Jaliu, M. Neagoe. Structural and Kinematic Features of a 2 DOF Speed
Increaser for Renewable Energy Systems, Ap plied Mechanics and Materials, Vol. 823,
pp. 367-372, 2016, doi: 10.4028/www.scientific.net/AMM.823.367
2. R. Saulescu , M. Neagoe, C. Jaliu, O. Munteanu. Comparative Analysis of Two Wind
Turbines with Planetary Speed Increaser in Steady-State, Applied Mechanics and Materials, Vol. 823, pp. 355-360, 2016, doi: 10.4028/www.scientific.net/AMM.823.355
3. Saulescu, R. , Neagoe, M. Jaliu, C., and Muntea nu, O. On a New Chain Planetary
Transmission for Renewable Energy. Systems. Part I: Product Design. Applied
Mechanics and Materials Vol. 760 (2015) pp 147-152,
Doi:10.4028/www.scientific.net/AMM.760.147
4. Saulescu, R. , Jaliu, C., Neagoe, M. and Climescu O. On a New Chain Planetary
Transmission for Renewable Energy. Systems. Part II: Virtual prototyping and
Experimental Testing. Applied Mechanics and Materials Vol. 760 (2015) pp 153-158,
Doi:10.4028/www.scientific.net/AMM.760.153
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
1155. Saulescu, R., Jaliu, C, Munteanu, O., Climescu, O. Planetary Gear for Counter-rotating
Wind Turbines. Applied Mechanics and Material s Vol. 658 (2014) pp 135-140,
doi:10.4028/www.scientific.net/AMM.658.135.
6. Climescu, O., Săulescu, R. , Jaliu, C. Specific features of a counter-rotating
transmission for renewable energy systems . Environmental Engineering and
Management Journal, August 2011 Vol. 10, ISSN 1582 – 959, pp. 1105-1113.
7. Jaliu, C., Diaconescu, D., Neagoe, M., Săulescu, R. The eco-impact of small hydro
implementation. Environmental Engineering and Management Journal, July/August
2009 Vol.8 No. 4, ISSN 1582 – 959, pp. 837-841.
8. M. Neagoe, R. Saulescu , C. Jaliu, N. Cretescu. Novel Speed Increaser used in Counter-
Rotating Wind Turbines. New Advances in Mechanisms, Mechanical Transmissions and Robotics, Mechanisms and Machine Science 46, 143-151, 2017, DOI
10.1007/978-3-319-45450-4_15, Ed. Springer.
9. R Saulescu , M Neagoe, C Jaliu. Improving the Energy Performance of Wind Turbines
Implemented in the Built Environmen t Using Counter-rotating Planetary
Transmissions, Iasi, Romania, 2016, journal: Materials Science and Engineering – IOP
Conference Series: Materials Science and Engineering 147 (1), 012089.
doi:10.1088/1757-899X/147/1/012089
10. R Saulescu, M Neagoe, O Munteanu, N Cretescu. Performance Analysis of a Novel
Planetary Speed Increaser used in Single-Rotor Wind Turbines with Counter-Rotating
Electric Generator. Iasi, Romania, 2016, journal: Materials Science and Engineering – IOP Conference Series: Materials Scie nce and Engineering 147 (1), 012090,
doi:10.1088/1757-899X/147/1/012090
11. Climescu, C Jaliu, R Saulescu . Comparative Analysis of Horizontal Small Scale Wind
Turbines for a Specific Application. The 14th IFToMM World Congress, Taipei, Taiwan,
October 25-30, 2015 DOI Number: 10.6567/IFToMM.14TH.WC.OS16.005
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
11612. Climescu, O., Jaliu, C., Săulescu, R. On the Efficiency of a Planetary Speed Increaser
Usable in Small Hydros. Power Transmissions. Mechanism and Machine Science Vol.
13, 2013, pp 259-268 (http://link.spri nger.com/chapter/10.1007/978-94-007-
6558-0_18)
13. Săulescu, R. , Jaliu, C., Climescu, O., Diaconescu, D. On the use of 2 DOF planetary
gears as “speed increaser” in small hydros and wind turbines . Proceedings of the
ASME 2011 International Design Engineering Technical Conferences & Computers
and Information in Engineering Conferen ce, IDETC/CIE 2011, 28 – 31.08, 2011,
Washington, DC, USA, CD Proceedings, ISBN: 987-0-7918-3856-3
14. Jaliu, C., Diaconescu, D., Săulescu, R ., Climescu, O., On a New Planetary Speed
Increaser Drive Used in Small Hydros. Pa rt I. Conceptual Design. Proceedings of
EUCOMES 2010. New Trends in Mechanism Science. Analysis and Design. Mechanism
and Machine Science, Vol. 5, Cluj Napoca, România, pp. 199-207, Septembrie 2010,
Ed. Springer, ISBN 987-90-481-9688-3.
15. Săulescu, R. , Jaliu, C., Diaconescu, D., Climescu, O., On a New Planetary Speed
Increaser Drive Used in Small Hydros. Part II. Dynamic Model. Proceedings of
EUCOMES 2010. New Trends in Mechanism Science. Analysis and Design. Mechanism
and Machine Science, Vol. 5, Cluj Napoca , România, pp. 209-216, Septembrie 2010,
Ed. Springer, ISBN 987-90-481-9688-3.
16. Jaliu, C., Visa, I., Diaconescu, D.V., Săulescu , R., Neagoe, M., Climescu, O. Dynamic
Model of a Small Hydropower Plant. OPTIM 2010. Proceedings of the 12th
International Conference on Optimiztion pf Electrical and Electronic Equipment.
Renewable Energy Conversion and Control. May 20-21.10, Brașov, pp. 1216-1223.
ISSN: 1842-0133, ISBN 978-973-131-080-0.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
11717. Jaliu, C., Saulescu, R. , Diaconescu, D., Neagoe, M., Climescu, O. Dynamic Features of a
Planetary Speed Increaser Usable in Small Hydropower Plants . Proceedings of the
5th IASME / WSEAS International Conference on ENERGY & ENVIRONMENT (EE '10),
pp. 241-246, February 23-25, 2010, Universi ty of Cambridge, UK. ISSN: 1790-5095,
ISBN: 978-960-474-159-5.
18. Jaliu, C., Săulescu, R. , Diaconescu, D., Neagoe, M., Conceptual design of a chain speed
increaser for small hydropower stations. Proceedings of the ASME 2009 International
Design Engineering Technical Conferences & Computers and Information in Engineering Conference, IDETC/CIE 2009, 30.08 – 2.09, 2009, San Diego, California,
USA, CD Proceedings, ISBN: 987-0-7918-3856-3.
19. C.Jaliu, D.V., Diaconescu, M.Neagoe, R. Săulescu , M. Vătășescu. Conceptual Synthesis
of Speed Increasers for Renewable Energy Systems. The 10th IFToMM International
Symposium on Science of Mechanisms and Machines, Brașov, SYROM 2009,
September 12-15, pp. 171-183, 2009, ISBN: 978-90-481-3521-9.
20. C.Jaliu, D.V., Diaconescu, R. Săulescu , M.Neagoe. Conversion Analysis of A Planetary
Chain-Set Speed Reducer into A Speed Increaser to Be Used in RES . Proceedings of
the Third International Conference On Mechanical Engineering and Mechanics, Beijing,
China, oct. 21-23, 2009, Vol. 1 and 2, pp 767-770, ISBN: 978-1-933100-33-3, Publisher: SCIENCE PRESS USA INC, ISI Document Delivery No.: BOE55
21. Jaliu, C., Diaconescu, D.V., Neagoe, M., Săulescu R. Dynamic features of speed
increasers from mechatronic wind and hydro systems. Part I. Structure. Kinematics. Proceedings of EUCOMES 08. The Second European Conference on Mechanism
Sciece, Casino, Italia, pp. 355-363, Septembrie 2008, Ed. Springer, ISBN 987-1-4020-
8914-5.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
11822. Jaliu, C., Diaconescu, D.V., Neagoe, M., Săulescu R. Dynamic features of speed
increasers from mechatronic wind and hydro systems. Part II. Dynamic aspects.
Proceedings of EUCOMES 08. The Second European Conference on Mechanism
Sciece, Casino, Italia, pp.365-373, Septembrie 2008, Ed. Springer, ISBN 987-1-4020-8914-5.
b) Monografii ( 1 autor principal, 6 coautor)
1. Săulescu, R. , Neagoe, M., Jaliu, C. Amplificatoare de turație pentru sistemele eoliene
și hidroenergetice. Vol I. Modelarea răspunsu lui mecanic al sistemelor cu generator de
curent continuu. Ed. Universității Transilv ania din Brașov, 2018, ISBN: 978-606-19-
0972-8. ISBN: 978-606-19-0973-5 (Vol I).
2. Visa, I., Duta, A., Jaliu, C., Neagoe, M., Comsit, M., Moldovan, M., Ciobanu, D., Burduhos, B.,
Săulescu, R. The Role of Mechanisms in Sustainable Energy Systems. Ed.
Universității Transilvania din Brașov, 2015, ISBN: 978-606-19-0571-3.
3. Diaconescu, D., Neagoe, M., Jaliu, C., Săulescu, R . Products’ Conceptual Design.
Editura Universității Transilvania, 2010, ISBN 978-973-598-230-0.
4. Neagoe, M., Diaconescu, D., Jaliu, C., Munteanu, O., Săulescu, R ., Crețescu, N. Linkage
accuracy modelling. Editura Universităț ii Transilvania, 2010, ISBN 978-973-635-921-7.
5. Jaliu, C., Diaconescu, D., Neagoe, M., Munteanu, O., Săulescu, R ., Pascale, L., Gall, R.
Planetary gearset modelling. Editura Universității Transilvania, 2010, ISBN 978-973-
598-481-6.
6. Jaliu, C., Diaconescu, D., Neagoe, M., Săulescu, R . Gear mechanisms. Structure.
Kinematics. Dynamics. Editura Universității Transilvania, 2006, ISBN 973-635-623-X.
7. Bârsan, A., Săulescu, R . Angrenaje cilindrice pentru reductoare de turație. Ed.
Universitii Universității Transilvania Brașov, 2005, ISBN: 973-635-361-3.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
119c) Proiecte de cercetare științifiică
Programul/Proiectul Funcția Perioada
PNII Contract nr. ID 140/200 7-2010. Sisteme
mecatronice inovative destinate microhidrocentralelor
pentru exploatarea eficientă a potențialului hidrologic
din zonele izolate. Membru 2007-2010
Studii și simulări privind conceperea de noi variante de
reductoare planetare cu raport cinematic și eficiență
energetico-economică ridicate, cu utilizare în sisteme
de energii regenerabile Contract nr. 4GR28052007/
28.05.2007. Membru 2007-2008
Studiul și optimizarea dinamică a variatoarelor
planetare de înaltă putere prin conversia sistemului
mecanic în sistem mecatronic. Contract nr.
1330/2004 Membru 2004-2005
d) Brevete și propuneri de brevete ( 2 brevete și 4 propuneri de brevete)
Brevete:
1. Transmisie planetara A/00326/08.04.2011 rezumat publicat in BOPI nr. 9 din 2011
brevet nr. RO126694-A0
2. Transmisie planetara cu lant A/00084/10.0 2.2010 – rezumat publicat in BOPI nr. 1
din 30.01.2013, brevet nr. RO128109-A2
Propuneri de brevete:
1. Sistem eolian contrarotativ monomobil A/00539/29.07.2016 – rezumat publicat in
BOPI nr. 11 din 2016, brevet nr. RO131512 A0
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
1202. Amplificator de turație planetar mono mobil cu două ieșiri contrarotative
A/00905/25.11.2016 – rezumat publicat in BOPI nr. 3 din 2017, brevet nr. RO
131740 A0
3. Amplificator de turație diferențial cu două ieșiri contrarotative A/00326/30.05.2017 –
rezumat publicat in BOPI nr. 10 din 2017
4. Amplificator de turație planetar monomo bil cu două intrări și două ieșiri
A/00880/27.10.2017 – cerere de brevet
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
121Capitolul 2
Cercetări asupra contactelor bucșe- roată din transmisiile prin lanț
O problemă importantă, dar mai puțin studiată, privește frecarea dintre bucșele unui lanț
și rotile de lanț conjugate; acest aspect fo rmează obiectul celei de-a doua direcții de
cercetare, integrată în cinematica și statica transmisiilor prin lanț cu bucșe.
Această direcție s-a materializat grație colaboră rii centrului de cercetare, din care autorul
face parte, cu firma Schaeffler-Germania . Interesul colaborării acestei firme cu Centrul de
Cercetare Designul Elementelor și Sistemelor Mecanice se referă la domeniul Dinamicii
tribologiei transmisiilor prin lanț și s-a concretizat prin două contracte de cercetare, autorul
acestei teze fiind scientific manager – responsabil pentru testările cu lanț , la unul dintre ele.
Prin această colaborare s-a urmărit generarea un or proceduri de testare și a unor modele
analitice de calcul, care să modeleze contactel e dintre bucșele lanțului și roata de lanț; se
amintesc astfel: 2.1. Determinarea experimental ă a momentului de frecare; 2.2. Determinarea
virtuală a unghiului de contact; 2.3. Modelarea geometrică a contactelor bucșe-roată de lanț; 2.4. Modelarea statică a contactelor bucșe-roată de lanț; 2.5. Concluzii privind activitățile
desfășurate în cadrul direcției de cercetare:
Cercetări asupra contactelor bucșe-roată din
transmisiile prin lanț .
2.1. Determinarea experimentală a momentului de frecare
O primă etapă, a acestui demers, se referă la determinarea experimentală a momentului
de frecare în transmisiile prin lanț cu bucșe [69], realizată pe un stand de cercetare, din dotarea centrului, ilustrat în fig. 2.1.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
122
Fig. 2.1 Vedere frontală și schema standului de încercare a transmisiei prin lanț
Pe acest stand (fig. 2.1), s-au determinat experimental momentul de frecare în funcție de
turația roților de lanț, respectiv în funcție de marimea forței de pretensionare; principalii parametri, ai transmisiei prin lanț testate, sunt precizați în subcap. 2.2.
Întrucât nu s-a putut măsura direct momentul de frecare dintre lanț și roata de lanț, s- a
determinat momentul total și, separat, cel din lagăre; astfel, momentul de frecare dinte lanț și roata de lanț a rezultat ca diferență dintre acestea; testarea s-a efectuat în următoarele condiții: temperatura uleiului de lubrifiere în lanț de 40°C (T
lanț); temperatura uleiului din lagăre de 35° C
(Tlagăre); forța de pretensionare a lanțului: 1 kN. Măsurătorile momentului de frecare au fost
efectuate pentru turații cuprinse între 200 și 3000 rot/min. În fig. 2.2 și 2.3 sunt reprezentate
comparativ rezultatele obținute: momentul de frecare total comparativ cu cel din lagăre (fig. 2.2),
respectiv momentul de frecare total comparativ cu cel din lanț (fig. 2.3).
Fig. 2.2 Momentul total de frecare comparat iv cu momentul de frecare al lagărului
Torqmetru Lagăre
Cuplaj elastic
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
123
Fig. 2.3 Momentul total de frecare comparativ cu momentul de frecare rezultat în lanț
În diagrama din fig. 2.4 este reprezentată influența creșterii forței de pretensionare
asupra momentului de frecare, în următoarele co ndiții: temperatura uleiul ui de lubrifiere în
lanț de 40°C; temperatura uleiului din lagăre de 35° C; turația arborelui motor de 1000
rot/min.
Fig. 2.4 Momentul de frecare în lagăr în funcție de forța de pretensionare (F)
Aceste rezultate experimentale sunt folosite ul terior pentru validarea modelelor analitice.
2.2. Determinarea virtuală a unghiului de contact
O prima etapă, esențială pentru modelarea analitică a unghiului de contact, se referă la
precizarea transmisiei [70] și a profilului roții de lanț utilizat [71] (fig. 2.5).
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
124
Fig. 2.5 Comparație între profilul roții dințate de tip II per ASA B29.1 – 1950 [72] și
profilul minim / maxim al roții conform STAS 5006-66 [73]
Pentru profilul considerat, STAS 5006-66, s-a construit virtual angrenajul lanț-roată de
lanț și s-a determinat grafic unghiurile de contact ( αi, fig. 2.6 și 2.7) dintre acestea; pe baza
acestor unghiuri se obțin punctele de aplicare ale forțelor din angrenare (fig. 2.16 și 2.17); astfel, s-a modelat un agrenaj roată de lanț – la nț cu bucșe, cu profil de lanț mediu (STAS
5006-66 permite alegerea unui pr ofil care să varieze între valoarea minimă și cea maximă).
Studiul s-a realizat pentru o transmisie vertical ă cu un lanț pe un s ingur rand , cu urmatorii
parametri (v. fig. 2.6,…,2.9): raport de transmit ere 1: 1; numărul de di nți z = 16; pasul lanțului
p = 9,525 mm; raza de divizare a roții de lanț R
A = 24,412 mm; raza bucșei r B = 2,54 mm.
a) Vedere frontală b) detaliu
Fig. 2.6 Vedere frontală a transmisiei prin lanț, cu evidențierea contactului i, situat la unghiul
ε față de poziția de referință (a) și detaliu pentru unghiul de contact α, aferent contactului i
dintre bucșă și roata de lanț (b)
αε RA rbp
zi i
τ
ε
lanț
lanțdetaliu
zi
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
1252.3. Modelarea geometrică a contac telor bucșe-roată de lanț
Pe ramura încărcată (fig.2.6), valo rilor descrescătoare ale unghiului ε, fată de axa verticală
(considerată poziție de referință) , le corespund valori descrescătoare ale unghiul de
contact α, ajungând la valoarea zero în pozitia de referință ( α0=0, fig. 2.7).
În continuare, pentru simplificarea înțelegerii comportamentului angrenajului roată de lanț-
lanț cu bucșe, sunt luate în considerare următoarele mărimi (fig. 2.7 și 2.16): 01 1 ,, , AR, Ar, Br,
p și x = 0.2% (procent din coarda pasului de divizare al roții) , unde x reprezintă alungirea lanțului
și se calculează ca diferența procentuală dintre pasul lanțului p(1+x/100) și coarda pasului de
divizare al roții p (vezi fig. 2.7 și 2.8). Pe baza acestor date s-au determinat următoarele mărimi:
Necunoscute principale:
Unghiul de contact α (fig. 2.6b și 2.7)
Forțele de contact, dintre bucșa lanțului și roata de lanț: 01 1 0,,PPP (fig. 2.16)
Forțele longitudinale din lanț 01 1Q,Q (fig. 2.16)
Raportul dintre forța de pretensionare și forța motoare: 011 01 , FF (fig. 2.16)
Necunoscute secundare (fig. 2.16): 01 1 0 0110 0 01 1 OB,OB,OB,,,,,,
Fig. 2.7 Parametri geometrici aferenți angren ajului roată- bucșe de lanț, în poziția de
referință (i=0 cu α0=0 și ε =0)
τ =360/z τ
τ λ1
α1 δ1
δ2
λ 2 α2 p(1+x/100)
RArA A0
B0
B1 A1
A2 B2 α0 =0
λ0=0 Ak+1
Bk+1
Bk rB
Ak
Op
p+x 1 2 3
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
126Determinarea necunoscutelor geometrice este abordată în lucrări indexate ISI sau
SCOPUS, iar a celor statice sunt pregătite pent ru lucrări care urmează să fie publicate.
Mărimile geometrice s-au modelat în [74], pe baza fig. 2.7 și 2.8.
Modelarea geometrică, prezentată în lucrarea [74], bazat pe fig. 2.8, oferă următoarele
corelații:
212 21
2
cosrr RR R rr Rsinrr Rarcsin
B A A A A B A AB A A (2.1)
11102
102
112
10
12arcsinBAABBB BA AB (2.2)
în care: 212 2
10 cos 2 B A A A A B A A rr RR R rr R AB
ii kk B A BA BA rr BA …11
2
12
1 1 11102
112
102
10 … cos 2i i kk BB BB BAAB BA AB BB
1 1 1 (2.3)
21
12
112 21
1
cos 2sinarcsin
B A A B A AB A
rrR BArr Rrr
(2.4)
S-a obținut astfel (v. fig. 2.8) un model ge neralizat pentru determ inarea mărimilor din
rel. (2.1…2.4), prezentat în rel. (2.5…2.8).
i i ii i i i
iOAABOB OA AB
12
12 2
1
2arccos (2.5)
O A0
B0 A1
B01
B1 τ ψ1 δ1
α1
λ1 p p(1+x/100)
Fig. 2.8 Detaliu, din fig. 2.7, privind contactele dintre roată și bucșele B 0 și B 1
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
127 ii i ii i ii i i
iBAABBB BA AB
12
12 2
1
2arccos
(2.6)
i i i (2.7)
ii ii
iOBBAsinarcsin
(2.8)
în care:
poziția de referință, i=0, este caracterizată prin egalitățile: α0=0 și λ0=0,
1 12 2
1 1 cos 2 i i i i i i i OA OB OA OB AB
i ii i ii i i BA OA BA OA OB cos 22 2
A iR OA
Acest model matematic, prezentat detaliat în [7 4], permite identificarea influenței alungirii
lanțului ( x) și a unghiului de rotație al roții ( ε) asupra parametrilor geometrici caracteristici
transmisiei considerate (fig. 2.8).
Diagramele ilustrate în fig. 2.9,…, 2.11 s-au trasat considerând: p= 9.525 mm, r B=2,54 mm,
z=16 dinți și x=0,2% din p (v. fig. 2.7 și 2.8).
Fig. 2.9 Variația unghiului de contact ( α) pe fiecare contact (i) bucșă-roată de lanț
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
128
Fig. 2.10 Variația unghiului de deviere ( λ) cauzat de alungirea lanțului ( x)
Fig. 2.11 Influența unghiului de rotație al roții ( ε) asupra unghiului de contact ( α)
Pentru a se păstra contactul între bucșe și roata de lanț, unghiul de contact ( α) trebuie să fie
mai mic decât jumătate din unghiul de rulare ( Φ), care este de cca. 120o (v. fig. 2.12). O analiză a
influenței alungirii lanțului ( x) asupra parametrilor geometrici, care definesc unghiul α de contact,
este prezentată în [75, 76].
Fig. 2.12 Detaliu al unui unghi de rulare ( Φ) din contactul bucșă-roată de lanț
rA
rB A0
B0
τΦ
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
129
Utilizând modelul matematic anterior, s-a analizat influența al ungirii lanțului ( x) asupra
unghiului de contact, obtinându-se valorile, parametr ilor geometrici, centralizate în tab. 2.1 [75].
Pentru valori ale alungirii lanțului x, cuprinse între 0,2% (valoarea admisibilă) și 0,8% din p (vezi
[76]), s-a determinat și ilustrat influența ac esteia asupra unghiului de contact (fig. 2.13),
coroborat cu modificarea numărului de dinți ai roții de lanț (fig. 2.14).
Tab. 2.1 Parametrii geometrici ai angrenajului roată de lanț – bucșă
Parametrii
constanți z p [mm] Br [mm] Ar [mm]AR [mm]
16 9.525 2.54 2.684 24.555 Parametrii variabili x [%] din p iδi [grd] ψi [grd] αi [grd] λi [grd]
0 1 81.942 81.942 0 0
4 81.942 81.942 0 0
0.1 1 81.942 85.748 3.806 0.014
4 81.977 96.743 14.765 0.055
0.2 1 81.942 89.54 7.597 0.028
4 82.043 111.215 29.171 0.105
0.3 1 81.942 93.333 11.391 0.042
4 82.14 126.353 44.212 0.151
0.6 1 81.942 104.895 22.953 0.084
4 82.78 – – –
Obs.: i = 0, 1, 2, …numărul de ordine al contactelor luate în
considerare între roată și bucșele lanțului
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
130
Fig. 2.13 Variațiile unghiului de contact ( α) pentru z=16 și diverse alungiri x
a)
b)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
131c)
Fig. 2.14 Variațiile unghiului de contact ( α), în primele 5 contacte (i=0,1,…,4), pentru diverse
valori ale parametrilor z și x
Aceste modelări sunt utile pentru analiza efectelor cauzate de forțele motoare și de
pretensionare, asupra transmisiei, în punctele de contact dintre roată și bucșele lanțului.
Această abordare constituie o etapă pregătitoa re pentru modelarea forțelor din transmisiile
prin lanț, ale caror rezultate și concluzii urmeaz ă să fie publicate în reviste de specialitate.
2.4. Modelare a forțelor din contactele bucșe-roată de lanț
Pentru simplificare, s-a realizat o modelare pe ntru trei contacte între bucșele lanțului și
dinții roții de lanț, neglijându-se frecarea dintre ele. Se precizează că ilustrările grafice sunt
prezentate puțin „exagerat” pentru a facili ta vizibilitatea mărimilor evidențiate.
L a p r e t en s i o n a r e ( f a r ă s a r c i n a G , r e s p ec t i v T , v . f i g . 2 .7 ș i 2 .1 5 ) , u n g h i u l d e c o n t a c t , î n
poziția de referință, este nul ( 00 ) și implicit: 01 1 , respectiv 01 1F F (fig. 2.15 și 2.16);
în schema din fig. 2.15, propusă pentru realizarea unui stand didactic, forța F 01 este forța de
pretensionare (reglabilă prin greutatea G 0), iar F 1 este forța care echilibrează atât forța F 01, cât
și momentul-sarcină T (reglabil prin greutatea G ) . C o n f o r m f i g . 2 . 1 5 ș i 2 . 1 6 , l a a p a r i ț i a
momentului de torsiune T, forța F 1 depășeste forța F 01 (01 1F F ) și, ca urmare, în fig. 2.16,
toate bucșele se deplasează spre stânga și implicit: 00 , 01 1 , 01 1 .
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
132Structurile bimobile din fig. 2.15, cu câte două cuple de translație, corespunzătoare celor
2 ramuri de lanț, permit reglarea poziției pun ctelor M și N pe verticală și orizontală. Prin
reglarea poziției acestor puncte se modifică, în fig. 2.16, unghiurile 1 (corespunzător
punctului M) și 01 (corespunzător punctului N),
Fig. 2.15 Schema structurii pentru reglarea unghiurilor 1 și 01 din fig. 2.16
Fig. 2.16 Schema angrenajului bucșe-roată de lanț, dupa aplicarea sarcinii T (transmisiei
pretensionate, aflate anterior în poziția de referință, fig. 2.7)
P1*
Q1 Q 01 P0*
P01*
B1 B0
C0 B01
C1 C01 θ0*
θ01* ν1*-θ1 ν01*-θ1 τ τ
ν 01*-θ01* ν 0*-θ1
O θ1*
F1* F01* α1* α0* α01*
D1 D0
D01 ν1* -θ1* A01 A0
A1
Tz
GTF0
G0 Lanț
F1Sector din țat Dinamometru
Șurub de blocare N M
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
133Pentru a utiliza modelul matematic anterior (v . rel. 2.1…2.8), transmisia (fig 2.16),
pretensionată și în sarcină (T ≠0), se rotește spre dreapta, conform fig. 2.17, cu un unghi
0* pentru care, bucșa B 0 trece din poziția 0*0 (fig. 2.16) în poziția α0 =0 (fig. 2.17).
Fig. 2.17 Schema obținută prin rotirea transmis iei din fig. 2.16 până când unghiul de contact
al bucșei B 0 devine nul
În urma modelării, forțele din fig. 2.17 sunt exprimate, în raport cu forța F 1, prin următoarele
relații:
1 0 01 0101 0 1 1
101
sin sin sinsin sin sin
FF (2.9)
11
11
sinsin
FP (2.10)
11 1
11
sinsin
FQ (2.11)
1 0 01 0101 0 1 1
0101
101
sin sin sinsin sin sin
sinsin
FP (2.12)
1 0 01 0101 0 1 1
0101 01
101
sin sin sinsin sin sin
sinsin
FQ (2.13)
0
11 1
0
1 0 01 0101 0 1 1
0101 01
10cossinsincossin sin sinsin sin sin
sinsin
FP (2.14)
P1
Q1 P0
P01
Q01 B0
C0
C1 B 01
F1 C01 α1 θ0
θ1 ν 1-θ1
ν 01-θ1
α0=0 θ01 ν 1 -θ1
F01 α01
D1 ν 01 -θ01
OD01 ν0-θ1A1 A0
A01 B1 z
ε
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
134în care 01 01 0 0 1 1 ,,,,, , din rel. 2.9…2.14, depind indirect de unghiul α0* (fig. 2.16), prin
intermediul unghiului ε (fig. 2.17).
Modelarea statică fiind efectuată în funcție parametrii geometrici și statici dependenți de
α0*, rezultatele obținute sunt reprezentate în funcție de acest parametru.
Fig. 2.18 Variații ale raportului dintre forța de pretensionare și forța motoare
(F01F1) în funcție de unghiul de contact ( α0*)
Fig. 2.19 Variații ale raportului F01F1 și ale unghiului de contact ( α) în funcție de unghiul α0*
Din fig. 2.19 rezultă că α0* nu poate depăși 35o, deoarece unghiul 1 ar depăși 60o
(α1> Φ/2) și, implicit, contactul bucșă– roată de lanț nu ar mai avea loc.
În premisa că unghiurile extreme 1 și 01 sunt egale (fig. 2.15 și 2.17), în fig. 2.20,…, 2.24
s-au reprezentat câteva variații semnificative al e reacțiunilor dintre bucșe și lanț, în funcție
de raportul 1 01FF .
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
135
Fig. 2.20 Variații ale raportului 1 1FP în funcție de raportul 1 01FF
Fig. 2.21 Variații ale raportului 1 1FQ în funcție de raportul 1 01FF
Fig. 2.22 Variații ale raportului 1 01FP în funcție de raportul 1 01FF
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
136
Fig. 2.23 Variații ale raportului 1 01F Q în funcție de raportul 1 01FF
Fig. 2.24 Variații ale raportului 1 0FP în funcție de raportul 1 01FF
Modelul matematic propus, pentru determinarea fo rțelor și a reacțiunilor care intervin în
cele trei contacte dintre bucșele lanțului și roat a de lanț, se poate generaliza astfel încât să
poată fi surprins atât primul, cât și ultimul contact dintre bucșe și roată.
Pe baza celor prezentate în acest capitol, pot fi formulate următoarele concluzii utile,
privind tribologia contactului din transmisiil prin lanț cu bucșe:
odată cu creșterea numărului de contacte (i), dintre bucșe și roata de lanț, cresc,
implicit, și valorile unghiurilor de contact ( α) aferente contactelor de intrare și
respectiv ieșire; însă numărul maxim de contacte este restricționat de condiția:
αmax ≤ Φ/2 ≈ 60o;
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
137 alungirea lanțului influențează major contactul dintre bucșe și roata de lanț; la
creșterea acesteia, peste o anumită valoare limită (pentru care: α max= Φ/2),
contactul bucșă-roată dispare;
cunoscând unghiul de rulare și alungi rea lanțului, se poate determina câte
contacte au loc între bucșe și roata de lanț, deci cum se va distribui sarcina pe fiecare dinte;
numărul de dinți ai roții nu influențează semnificativ contactul bucșe-roată de
lanț;
creșterea unghiului maxim de contact, din transmisiile prin lanț, este insoțită de
creșterea forței motoare (F 1), în raport cu cea de pretensionare (F 01).
Aceste concluzii urmează să fie completate cu aspectele reieșite din simulările numerice
bazate pe determinarea analitică a forțelor și mo mentului de frecare din transmisiile prin lanț cu
bucșe.
2.5. Concluzii privind activitățile desfășur ate în cadrul direcției de cercetare
Cercetări asupra contactelor bucșe- roată din transmisiile prin lanț
Modelele matematice, rezultate în urma modelării geometrice și statice, permite
optimizarea alegerii unui angrenaj lanț cu bucșe – roată de lanț astfel încât să existe cel puțin
patru dinți în contact (în condițiile restricției: αmax ≤ Φ/2), cu forțe cât mai mici în angrenare.
Aceast deziderat este departe de a fi îndeplinit, fiind necesară modelarea corelațiilor
matematice aferente contactului bucșe-roată de lanț, în funcție de numărul de dinți ai roților de lanț, parametrii lanțului, forța de pretensionare a lanțului, momentul de torsiune și turația
roților de lanț; toate acestea sunt necesare pentru simularea și optimizarea acestui gen de
transmisii.
Exemplele expuse conțin rezultate publicate și prezentate de autor (în calitate de autor
principal sau coautor), atât cât a permis înțelege rea cu firma Schaeffler Germania, în diferite
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
138jurnale și conferințe și deschid noi orizonturi în domeniul proiectării optimale a acestor
transmisii.
Pentru autor, cercetările privind cinematica transmisiilor cu lanț, punctul de contact dintre
lanț și roata de lanț, au deschis o direcție nouă în activitatea științifică și profesională. Ca
urmare, în continuare se face o trecere succintă în revistă a principalelor realizări (cele cu
drept de publicare), restul fiind sub protecția conf idențialității solicitată de firma Schaeffler:
a) Articole indexate în BDI (ISI sau SCOPUS) ( 1 autor principal, 4 coautor)
1. R Saulescu , R Velicu, M Lates. Geometric modelling of the contact point between
the bushing and sprocket in chain drives. Ro trib’16. Galați, Romania, 2016, journal:
Materials Science and Engineering – IOP Conf. Series: Materials Science and
Engineering 174 (2017) 012049 doi:10.1088/1757-899X/174/1/012049.
2. R Velicu, R Saulescu, L Jurj. Influence of chain pitch increase on bush-sprocket
contact for bush chain drives, SYROM 2017, Mechanisms and Machine Science 57,
pp. 515-522 (2018).
3. R Velicu, R Saulescu , L Jurj. Contact point of bush – sprocket tooth depending on
pitch differences of bush chain transmissions. Iasi, Romania, 2016, journal:
Materials Science and Engineering – IOP Conference Series: Materials Science and
Engineering 147 (1), 012039, doi:10.1088/1757-899X/147/1/012039.
4. Todi-Eftimie, A., Velicu, R., Săulescu, R. , Jaliu C. Bearing friction vs. chain friction for
chain drives . Advanced Materials Research Vols. 753-755 (2013) pp 1110-1113,
Trans Tech Publications, Switzerland, doi:10.4028/www.scientific.net/AMR.753-
755.1110.
5. Todi-Eftimie, A.,Velicu, R. , Săulescu, R ., Jaliu, C. Geometric modeling of power
joints from bush chain drives , The 11th IFToMM International Symposium on
Science of Mechanisms and Machines- SYROM 2013. Mechanisms and Machine
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
139Science 18, november 11-12, pp. 471-479, 2013, ISBN: 978-3-319-01844-7,
ISSN: 2211-0984, DOI 10.1007/978-3-319-01845-4_47.
b) Proiecte de cercetare științifiică
Programul/Proiectul Funcția Perioada
Chain Drive Systems – Dynamic Tribology II, Contract
cu Schaeffler, nr. 4029/26.03.2008, Act adit.
3/01.02.2015 Membru 2015-2018
Proiect CDS Dynamic Tribology, Contract cu
Schaeffler, nr. 4029/26.03.2008, Act adit.
3/01.02.2012 Scientific manager
Responsabil pentru
testările cu lanț 2012-2015
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
140Capitolul 3
Concluzii privind realizările științifice și profesionale
Activitatea mea de cercetare a debutat în cadrul Catedrei Design de Produs și Robotică ,
s-a conturat în Centrul de cercetare Sisteme de energii regenerabile și reciclare, în domeniul
mecanismelor de orientare utilizate în conversia energiei solare în energie electrică / termică,
și se continuă în Centrul de cercetare Designul elementelor și sistemelor mecanice, cu
preocupări privind designul conceptual al tr asnmisiilor mecanice, utilizate în conversia
energiei eoliene / hidro în energie electrică, și modelarea, în vederea op timizării, a contactelor
bucșe-roată de lanț, din transmisiile prin lanț.
Aceste cercetări au avut ca obiectiv princi pal transferul tehnologic (rezultatelor) către
aplicații cu utilitate practică, vizând, cu prec ădere, imbunătățirea performanțelor sistemelor
de conversie, prin proiectarea optimală a transmisiilor integrate în acestea.
Tematica cercetărilor orientată spre proiecta rea funcțională a mecanismelor ca activitate
interdisciplinară se pliază pe direcțiile centrului de cercetare din care fac parte și are în vedere
aplicații ale transmisiilor mecanice implementabile în SER și a celor cu lanț implementabile în
industria auto.
Granturile naționale și cele cu terți, cărțile publicate, brevetele, lucrările din reviste,
participările la conferințe internaționale, rezult ate din aceste activități, reprezintă realizări
științifice și profesionale care și-au pus amprenta pe formarea mea personală. Aceste
activități, alături de coordonarea de lucrări de diplomă/dizertație și cercuri științifice
studențești, mi-au permis să-mi îmbogățesc se mnificativ experiența în ceea ce privește
coordonarea unei echipe de cercetare. Acest lucr u este confirmat și prin rezulatatele obținute
în calitate de: responsabil CICOC (Centrul de Informare, Consiliere și Orientare a Carierei) pe
facultate, membru în juriul AFCO (Absolvenți în Fața Companiilor) din partea facultății,
precum și de responsabil privind calitatea specializării Design Industrial.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
141Rezultatele cercetărilor întreprinse deschid noi orizonturi de cercetare, care vizează, în
plus, extinderea metodologiei de cercetare, pr intr-o integrare mai dinamică a activităților
didactice și de cercetare studențească, în care să fie implicați studenți, masteranzi și
d o c t o r a n z i a i F a c u l t ă ț i i D e s i g n d e P r o d u s ș i M e d i u , î n s c o p u l f o r m ă r i i d e s p e c i a l i ș t i î n a l t calificați pentru acest areal tehnic aplicativ.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
142 B-ii. Planuri de evoluție și dezvoltare a carierei
Fără sa-mi dau seama, cariera mea universitară a început încă din vremea studenției, prin
participare la activitățile cercurilor științific e sudențești, sub îndrumarea celor care aveau să
mă formeze și să ma facă să devin ceea ce sunt.
În anul terminării facultății am fost admis la doctorat în domeniul Inginerie mecanică , sub
coordonarea Prof.dr.ing.,Dr.H.C. Florea Dudiță și am obținut titlul de doctor, 3 ani mai târziu,
în februarie 2005. La 2 ani de la începerea teze i, fiind doctorand cu frecvență, am fost admis
prin concurs pe postul de preparator (2003), pa rcurgând ulterior etapele carierei universitare
după cum urmează: asistent universitar, șef lucrări, conferențiar.
În paralel cu acestea, am continuat formarea mea profesională urmând un master în
domeniul ingineriei sistemelor mecanice de transmitere a puterii, cursuri postuniversitare de perfecționare în țară și străinătate (Informatică aplicată în inginerie, Program de formare în
blended-lerning și tehnologii educaționale moderne pentru învățământul universitar,
Programul de formare și conștientizare în asigur area calității în învățămsântul la distanță-ID,
Bursă de studiu în domeniul energiilor regenera bile – Agenția Națională de Energie – Austria,
Viena, ESEIA International Summer school on Smart Metropolitan Regions of Tomorrow).
Planurile de evoluție și dezvoltare a carierei universitare sunt prezentate în continuare și
conțin trei direcții ferm conturate (didactic, știi nțific și academic), în conveniență cu temele de
cercetare precizate, aferente domeniului:
Inginerie mecanică .
Activitatea didactică
Evoluția carierei
Am fost angajat din 01.10.2003 prin concurs ca preparator în cadrul Catedrei Design de
Produs și Robotică, Facultatea Inginerie Tehnol ogică, Universitatea Transilvania din Brașov.
Tot prin concurs am parcurs etapele firești, în dezvoltarea didactică a unui cadru didactic:
asistemt universitar (2005), șef lucrări (2007), conferențiar (2015). În prezent fac parte din
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
143Departamentul de Design de produs, Mecatronică și Mediu din Facultatea de Design de
Produs și Mediu.
Activitatea didactică se referă la discipline st râns legate de analiza și sinteza transmisiilor
mecanice coroborate cu designul aplicativ al ac estora, atât la programe de licență cât și la
programe de masterat.
În calitate de titular am coordonat și coordonez următoarele discipline:
la programe de licență
– Mecanisme și organe de mașini: Mecatronică, Inginerie Medicală, Optometrie,
Ingineria Mediului
– Design conceptual: Design Industrial, Ingi neria Sistemelor de Energii Regenerabile,
Ingineria și Protecția Mediului în Industrie
– Bazele proiectării produselor: Ingineria Sistem elor de Energii Regenerabile, Ingineria și
Protecția Mediului în Industrie
– Sisteme eoliene: Ingineria Sistemelor de Energii Regenerabile
la programe de masterat
– Proiectare avansată în inginerie: Design de Produs pentru Dezvoltare Durabilă și
Protecția Mediului
Datorită unei bune colaborări cu studenții am coordonat, în fiecare an, proiecte de licență
și teme de cercetare studențească la cercurile științifice studențeșiti, în special la
programele: Design Industrial, Ingineri a Sistemelor de Energii Regenerabile.
Pentru susținerea activității didactice, am part icipat la elaborarea a 5 suporturi de curs
(unul ca prim autor și unul coautor – în format ti părit, și 3 în format electronic disponibile pe
platforma universității) și în calitate de auto r sau coautor la elaborarea de monografii (8) și
îndrumare de laborator (3); de asemenea, am pa rticipat la Seminarul Național de Mecanisme,
prilej de întâlnire a cadrelor di dactice din țară, implicate în susț inerea și dezvoltarea disciplinei
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
144de Mecanisme, fiimd și membru în Asociația Română de Știința Mecanismelor și Mașinilor
(ARoTMM).
Planul de dezvoltare al carierei :
Experiența acumulată prin gradele didactice, enumerate anterior, imi oferă posibilitatea
de promovare pe post de profesor universitar (2019-2020).
Dezvoltarea carierei, în viitorul apropiat (2018- 2020), este ancorată în cursurile pe care le
coordonez, în calitate de titular, la programe le de licență (Mecanisme și organe de mașini,
Design conceptual, Bazele proiectării produselor, Sisteme eoliene), și se referă la propuneri prezentate sucint în cele ce urmează:
Pentru disciplina Mecanisme și organe de mașini: realizarea unui stand didactic pentru
facilitarea înțelegerea funcționării transmisiilor planetare cu roți dințate;
Pentru disciplina Design conceptual: actualizarea și publicarea unui îndrumar de
proiect care să faciliteze însușirea, de către studenți, a unor aspecte tehnico-
aplicative semnificative;
Pentru disciplina Bazele proiectării produselor: realizarea unui suport de curs și a unei
machete funcționale pentru proiect, care să faciliteze însușirea principalelor etape ale
algoritmului de proiectare a unui produs;
Pentru disciplina Sisteme eoliene: realizarea unui suport de curs bazat pe actualizarea
informațiilor în domeniu, în condițiile ad aptării programei analitice la cerințele și
evoluția pieței muncii.
Ca activitate complementară, îmi propun să intensific implicarea studenților în realizarea
unora dintre propuneri, în cadrul activităților de cercetare studențească privind Cercurile
Științifice studențești, lucrări de diplomă și dizertație.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
145Activitatea științifică / de cercetare
Evoluția carierei
Activitatea proprie de cercetare a debutat pe băncile facultății, în anul III, cand am
participat, în calitate de coautor, la o lucrare științifică, în domeniul ingineriei mecanice, pe
care am prezentat-o la conferința națională cu participare internațională PRASIC 1998.
La un an, de la admiterea la doctorat, am câștigat prin competiție națională primul
contract de cercetare de tip TD în domeniul teze i; rezolvarea, cu succes a acestuia, mi-a oferit
șansa să câștig un al doilea contract de tip TD, în anul următor.
Rezolvarea acestor contracte și buna cola borare cu mentorii catedrei, care și-au
desfășurat activitatea în domeniu abordat, mi -au oferit oportunitatea de a fi cooptat ca
membru, în peste 20 de colective de cercetare, aferente unor contracte naționale sau internaționale, cu Guvernul României, Banca Mondială și terți. Temele de cercetare ale
acestora, din domeniul ingineriei mecanice, au integrat activități de proiectare, studii
teoretice și experimentale, elaborare de metodici și algoritmi, activități de analiză și sinteză
în domeniul transmisiilor de putere, cu referire la: mecanisme planetare cu roți dințate și/sau lanțuri, mecanisme cu bare articulate etc. Aceste activități mi -au oferit, ulterior,
oportunitatea participării la rezolvarea unor proiecte de tip Parteneriate si CEEX, privind
dezvoltarea și implementarea de sisteme meca nice în domeniul sistemelor de energii
regenerabile (sisteme de orientare implementate în sisteme de conversie a energiei solare în
energie electrică sau termică, precum și sisteme de amplificare a turației implementate în
sisteme de conversie a energiei eoli ene / hidro în energie electrică).
În paralel cu acestea, am participat la rezolvarea unui contract internațional cu terți (cu
Schaeffler Group – Germania), în domeniul dina micii transmisiilor cu lanț, în calitate de
director științific (2012-2015), responsabil cu testările pe stand; proiectul a continuat și în
perioada 2015-2018, finalitatea acestei colabo rări materializându-se în metodologii și
programe de calcul, precum și în proceduri de testare.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
146 În cei 15 ani de activitate, în calitate de angajat al Universității Transilvania din Brașov,
activitatea proprie de cercetare s-a materializat prin:
– elaborarea a peste 140 de lucrări științifice dintre care 37 indexate WoS și 13 indexate
SCOPUS ;
– acordarea a 8 brevete de invenție și 11 propuneri cu rezumate publicate în BOPI;
– elaborarea, în calitate de autor sau coautor, a 10 monografii și 3 capitole de carte
publicate în edituri internaționale.
Activitatea științifică și de cercetare a fost, de asemenea, recunoscută și prin acordarea a
2 premii:
– 2008: Winner of Festo young Researcher and Scientist Support Scholarship Award .
Vienna Austria.
– 2017: Premiul Constantin Budeanu 2015, acordat de Academia Română
monografiei: The Role of Mechanisms in Sustainable Energy Systems .
Planul de dezvoltare al carierei :
Dezvoltarea carierei, în viitorul apropiat (201 8-2020), se referă la următoarele propuneri:
Deschiderea unor noi orizonturi de cercetare, evidențiate și în teza de abilitare, pentru
atragerea de noi fonduri de cercetare; contin uă negocierile, cu cei de la Schaeffler
Group, pentru continuarea colaborării în domeniul abordat;
Redactarea și publicarea a 2 articole în jurnale WoS cu factor de impact > 0,7 (ex.
Revista Energies (IF: 2,676) lucrare acceptată în curs de publicare);
Redactarea și publicarea a cel puțin 6 articole indexate ISI Proceedings sau SCOPUS
(ex. Iasi, Oradea, Prasic lucrări acceptate și trimise spre recenzare);
Coordonarea elaborării unei monografii, în 3 volume, în domeniul amplificatoarelor de
turație implementabile în sisteme destinate conversiei energiei eoliane / hidro în
energie electrică; de precizat că primul volum a apăr ut recent de sub tipar.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
147Ca activitate complementară îmi propun să dezv olt implicarea studenților de la master, în
actualele teme de cercetare, atât în cadrul lucrărilor de dizertație, cât și în continuarea
acestora prin programe doctorale.
Vizibilitate la nivel local, național, internațional
Vizibilitate la nivel local
la nivel de departament:
– Membru în comitetul științific: PRASIC 2018
– Membru în comisie de examinare doctorand
– Membru în comitetul de organizare al unor conferințe: PRASIC 2018, CSE 2014,
SYROM 2013, SYROM 2009;
– Secretar-secțiune Cercuri științifice studențești.
la nivel de facultate:
– Responsabil cu orarul (din 2007);
– Responsabil CICOC (Centrul de Informare, Consiliere și Orientare a Carierei) ;
– Responsabil cu calitatea pe specializarea Design Industrial;
– Membru în juriul AFCO (Absolvenți în Fața Companiilor).
la nivel de universitate:
– Responsabil în Comisia centrală de admitere: coordonarea activității de elaborare a
subiectelor de concurs (din 2016);
– Membru în Comisia centrală de admitere: coordonarea activității de elaborare a
subiectelor de concurs (2009-2016);
Vizibilitate la nivel național
– Premiul Constantin Budeanu 2015, acordat de Academia Română ;
– Membru ARoTMM (Asociația Română de Știința Mecanismelor și Mașinilor) – filiala
IFToMM (International Federation for th e Promotion of Mechanism and Machine
Science)
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
148- Oportunitate pentru dezvoltări de legături/col aborări cu universități și alte organizații
din țară: participarea la contracte de cercet are de tip FP5 (1), Parteneriate (4), CEEX
(3) sau cu terți (SC ELDON SRL) (2);
– Coordonarea unor contracte naționale de tip TD (2)
– Brevete de invenție (8);
– Monografii publicate în edituri naționale (10).
Vizibilitate la nivel internațional
– Premiul Winner of Festo young Researcher and Scientist Support Scholarship Award.
Austria Vienna;
– Lucrări indexate WoS (37) și SCOPUS (13);
– Citări în publicații BDI (ISI+SCOPUS): punctajul obținut este de circa 5 ori mai mare
decât punctajul cerut de CNADTCU.
– Capitole de cărți publicate în edituri internaționale (3);
– Manager științific al unui contract cu terți: Schaeffler Group Germania;
– Oportunitate pentru dezvoltări de legături/col aborări cu universități și alte organizații
din străinătate: participarea la convenții de tip ERASMUS (1) sau contracte cu terți
(Schaeffler Group Germania).
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
149B-iii. Bibliografie
[1] www.milbankpowergen.com, accesat în ianuarie 2017
[2] www.conergy.com, accesat în februarie 2017
[3] Bostan, I., ș.a. Sisteme de conversie a en ergiilor regenerabile. Ed. Tehnica-Info,
Chișinău, 2007, ISBN: 978-995-63-076-4.
[4] http://www.icpe.ro/files/0/servomotors_web.pdf, accesat în februarie 2017
[5] Valtchev, V., Van Den Bossche, A., Ghijselen, J., Melkebeek, J. Autonomous renewable
energy conversion system, Renewable Energy , vol. 19, issues 1-2, pp. 259- 275, Jan-
Feb, 2000.
[6] Nayar, C.V., Perahia, J., Thomas, F., Philips, S.J., Pryor, T., James, W.L. Investigation of
capacitor-excited generators and permanent magnet alternators for small scale wind
power generator. Renewable Energy, vol. 1, issues 3-4, pp. 381-388, 1991.
[7] Ermis, M., Ertan, H. B., Demirekler, M., Sarlbatir, B.M., Uctung, Y., Sezer, M.E., Cadirci, I.
Various induction generator schemes for wi nd-electricity generation. Electric Power
Systems Research, vol. 23, pp. 71-83, 1992.
[8] Tripathy, S.C. and Kalantar, M. Practical si mulation of a wind turbine driven self-
excited induction generator, Energy Convers. Mgmt, vol. 34, no. 3, pp. 187-199, 1993.
[9] Tunyasrirut, S., Wangsilabatra, B. and Charumit, C. Grid connected based six-pulse
converter applied a self-excited induction generator for wind tu rbine applications,
Energy Procedia, vol. 9, pp. 128-139, 2011.
[10] Wekhande, S. and Agarwal, V. A new variable speed constant voltage controller for
selfexcited induction generator, Electric Power Systems Research, vol. 59, pp. 157–
164, 2001.
[11] Săulescu, R. , Neagoe, M., Jaliu, C. Amplificatoare de turație pentru sistemele eoliene
și hidroenergetice. Vol I. Mo delarea răspunsului mecanic al sistemelor cu generator de
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
150curent continuu. Ed. Universitii Transilv ania din Brașov, 2018, ISBN: 978-606-19-
0972-8. ISBN: 978-606-19-0973-5 (Vol I).
[12] www.consilium.europa.eu/ro/press/press-releases/2016/04/22-paris-agreement-
global-climate-action/, accesat în iunie 2017
[13] Bevingtoll, Ch., ș.a. Wind turbine having a direct-drive drivetrain . Patent US 7,431,567
B1, 2008.
[14] Walliser, J. Wind turbine gear mechanism . Patent US 2014/0128213, 2014.
[15] Wacinski, A. Drive device for a windmill provided with two counter-rotating screws .
Patent US 2006/0093482 A1, 2006.
[16] Schellstede, H. Wind turbine installation and advanc e double counter-rotating blades,
90 degree drive assembly with lower generator mounting system . Patent
US2014/0015255 A1, 2014.
[17] Kirschbaum, H. Wind turbine-generator . Patent US 4291233, 1981.
[18] Zhamalov, A.Z., ș.a. Capacity and Power Characteristics of Disk Generator with
Counter-Rotation of Double-Rotor Wind Turbine . Middle-East Journal of Scientific
Research 15 (12): 1655-1662, 2013.
[19] Ribarov, L. Gearless contra-rotating wind generator . Patent US 2014/0008915, 2014.
[20] Caiozza, J. Wind driven electric generator apparatus . Patent US 7227276 B2, 2007.
[21] Winderl, W. Wind operated generator . Patent US 4039848, 1977.
[22] Brander, M. Bi-directional wind turbine . Patent US 2008/0197639, 2008.
[23] Săulescu, R. , Neagoe, M., Vișa, M., Jaliu, C., Munteanu, O., Țoțu, I., Crețescu, N.
Amplificator de turație planetar monomobil cu două ieșiri contrarotative, propunere
de brevet A/00905/25.11.2016.
[24] Neagoe, M., Săulescu, R. , Jaliu, C., Munteanu, O., Crețescu, N. Sistem eolian
contrarotativ monomobil, brevet nr. RO131512 A0.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
151[25] Săulescu, R. , Neagoe, M., Jaliu, C. Amplificator de turație planetar monomobil cu două
intrări și două ieșiri, propunere de brevet A/00880/27.10.2017.
[26] Săulescu, R. , Neagoe, M., Jaliu, C. Amplificator de turație diferențial cu două ieșiri
contrarotative, propunere de brevet A/00326/30.05.2017.
[27] Diaconescu, D., Neagoe, M., Jaliu, C., Săulescu, R. Products’ Conceptual Design .
Editura Universității Transilvania, 2010, ISBN 978-973-598-230-0.
[28] Miloiu G., Dudita Fl., Diaconescu D.V., Transmisii mecanice moderne , Ed. Tehnică,
București, 1980.
[29] Jaliu, C., Diaconescu, D.V., Săulescu, R. Kinematical and dynamic properties of a speed
m u l t i p l i e r us ed i n w i nd t u r b i n es . RECENT, Vol. 8 (2007), nr. 3a(21a), 2007, pp. 507-
512, ISSN: 1582-0246
[30] Diaconescu, D.V., Duditza, Fl. 1994 Wirkungsgradberechnung von zwangläufigen
Planetengetrieben . Teil II: Weitere Beispielrechnungen und Vorteile, Antriebstechnik,
33, 11, pp 61-63.
[31] Săulescu R. , Neagoe M., Jaliu C., Munteanu O. Comparative Analysis of Two Wind
Turbines with Planetary Speed Increaser in Steady-State , Applied Mechanics and
Materials, Vol. 823, pp. 355-360, 2016.
[32] Booker J D, Mellor P H, Wrobel R, Drury D 2010 A compact, high efficiency contra-
rotating generator suitable for wind turbines in the urban environment . Renewable
Energy 35, pp 2027-2033.
[33] R Saulescu , M Neagoe, O Munteanu, N Cretescu. Performance Analysis of a Novel
Planetary Speed Increaser used in Single-Rotor Wind Turbines with Counter-Rotating
Electric Generator . Iasi, Romania, 2016, journal: Materials Science and Engineering –
IOP Conference Series: Materials Science and Engineering 147 (1), 012090, doi:10.1088/1757-899X/147/1/012090.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
152[34] Climescu, O., Saulescu, R. , Jaliu, C. Specific features of a counter-rotating
transmission for renewable energy systems . Environmental Engineering and
Management Journal, August 2011 Vol.10, ISSN 1582 – 959, pp. 1105-1113.
[35] Shin, C., (1999), Multi-unit rotor blade system integrated wind turbine , US Patent
Nr. 5876181.
[36] Zhao, X., Maißer, P. A novel power splitting drive train for variable speed wind power
generators . Renewable Energy 28 (2003) 2001–2011.
[37] Bottiglione, F., De Pinto, S., Mantriota, G. Infinitely Variable Transmissions in neutral
gear: Torque ratio and power recirculation . Mechanism and Machine Theory 74 (2014)
285–298.
[38] Pennestrì, E, Mariti, L, Valentini, P.P., Mucino, V.H. Efficiency evaluation of gearboxes
for parallel hybrid vehicles: Theory and applications . Mechanism and Machine Theory
49 (2012) 157–176.
[39] Arnaudov, K., Genova, P., Dimitrov, L. For an unified and correct IFToMM terminology
in the area of gearing . Mechanism and Machine Theory 40 (2005) 993–1001.
[40] Neagoe M., Saulescu R. , Jaliu C., Cretescu N.. Novel Speed Increaser used in Counter-
Rotating Wind Turbines . New Advances in Mechanisms, Mechanical Transmissions
and Robotics, Mechanisms and Machine Science 46, 143-151, 2017, DOI 10.1007/978-3-319-45450-4_15.
[41] Saulescu R , Jaliu C, Munteanu O and Climescu O 2014
Planetary Gear for Counter-
rotating Wind Turbines , Applied Mechanics and Materials 658 pp 135-140.
[42] Kumar, P.S., Abraham, A., Bensingh, R.J., Ilangovan, S. Computational and
experimental analysis of a counter-rotating wind turbine system , Journal of Scientific
& Industrial Research 72 (2013) 300-306.
[43] Jamieson, P. Multi Rotor Systems , in Innovation in Wind Turbine Design, John Wiley &
Sons, Ltd, Chichester, UK (2011).
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
153[44] www.infinitewindenergyllc.com, accesat în noiembrie 2016.
[45] Hohn, B.R. Future transmissions for wind turbines , Applied Mechanics and Materials
Vol. 86 (2011) 18-25.
[46] Park, S.H., Zang, H.D., Kim, J.H., Shin, K.H. Design and application of a planetary
gearbox for small wind turbines , Applied Mechanics and Materials Vols. 271-272
(2013) 818-822.
[47] Bligh, A.O., Ahmed, N.A., Zheng, Y.Y. Design and manufacture of a planetary gearbox
rig, Applied Mechanics and Materials Vols. 397-400 (2013) 176-188.
[48] Bursal, F.H., Folino, F.A., Maslow, J.E. In-line transmission with counter-rotating
outputs . Patent no. US 6186922 B1 (2001).
[49] http://savonius-balaton.hupont.hu/111/unite d-wind-systems-oregonusa, accesat în
decembrie 2016.
[50] Saulescu R , Jaliu C, Climescu O and Diaconescu D 2011 On the use of 2 DOF planetary
gears as “speed increaser” in small hydros and wind turbines , Proceedings of the
ASME 2011 International Design Engineering Technical Conferences & Computers and Information in Engineering Conf erence Washington DC USA.
[51] Kirschbaum, H.S.
Wind turbine generator , brevet nr. US4291233, 1981.
[52] Diaconescu, D.V., Jaliu, C., Saulescu,R . On the conceptual design modeling of the
technical products . Bulletin of the Transilvania Univer sity of Brașov, 13 (48), 91-98,
2006, ISSN 1223-9631.
[53] Diaconescu, D., Jaliu, C., Saulescu, R . About the modelling of the product conceptual
design . Acta Technica Napocensis 50, 305-312, 2007, ISSN 1221 – 5872.
[54] Climescu, O., Saulescu, R. , Jaliu, C., Diaconescu, D. Algorithm for the Development of a
concept for a Mechanical Function used in RES . The 1st International Conference on
Quality and Innovation in Engineering and Management, 391-396, 2011, ISBN: 978-973-663-614-2.
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
154[55] Jaliu, C., Diaconescu, D., Saulescu, R. , Climescu, O. On a New Planetary Speed
Increaser Drive Used in Small Hydros. Part I. Conceptual Design . Mechanism and
Machine Science, 5, 199-207, 2010, Ed. Springer, ISBN 987-90-481-9688-3.
[56] Jaliu, C., Diaconescu, D.V., Neagoe, M., Saulescu, R. , Vătășescu, M. Conceptual
Synthesis of Speed Increasers for Renewable Energy Systems . The 10th IFToMM
International Symposium on Science of Me chanisms and Machines, Brașov, 171-183,
2009, ISBN: 978-90-481-3521-9.
[57] Jaliu, C., Diaconescu, D., Neagoe, M., Săulescu, R. The eco-impact of small hydro
implementation. Environmental Engineering and Management Journal , July/August 2009
Vol.8 No. 4, ISSN 1582 – 959, pp. 837-841.
[58] Jaliu, C., Săulescu, R. , Diaconescu, D., Neagoe, M., Conceptual design of a chain speed
increaser for small hydropower stations. Proceedings of the ASME 2009 International Design Engineering Technical Conferences & Computers and Information in Engineering Conference,
IDETC/CIE 2009, 30.08 – 2.09, 2009, San Diego, California, USA, CD Proceedings, ISBN: 987-
0-7918-3856-3.
[59] Climescu, O., Jaliu, C., Săulescu, R . Innovative Planetary Transmission Usable In Res.
Annals of the Oradea University. Fascicle of Management and Technological
Engineering. Vol XI (XXI), 2012 , ISSN 1583-0691, pp. 2.11-2.16.
[60] R Saulescu , M Neagoe, C Jaliu. Improving the Energy Performance of Wind Turbines
Implemented in the Built Environment Using Counter-rotating Planetary
Transmissions, Iasi, Romania, 2016, journal: Materials Science and Engineering – IOP
Conference Series: Materials Science and Engineering 147 (1), 012089. doi:10.1088/1757-899X/147/1/012089
[61] Saulescu, R. , Neagoe, M. Jaliu, C., and Munteanu, O. On a New Chain Planetary
Transmission for Renewable Energy. Systems. Part I: Product Design. Applied
Mechanics and Materials Vol. 760 (2015) pp 147-152, Doi:10.4028/www.scientific.net/AMM.760.147
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
155[62] Saulescu, R. , Jaliu, C., Neagoe, M. and Climes cu O. On a New Chain Planetary
Transmission for Renewable Energy. Systems. Part II: Virtual prototyping and
Experimental Testing. Applied Mechanics and Materials Vol. 760 (2015) pp 153-158,
Doi:10.4028/www.scientific.net/AMM.760.153.
[63] Climescu, O., Jaliu, C., Săulescu, R. On the Efficiency of a Planetary Speed Increaser
Usable in Small Hydros. Power Transmissions. Mechanism and Machine Science, Vol. 13,
2013, pp 259-268 (http://link.springer.c om/chapter/10.1007/978-94-007-6558-0_18)
[64] Jaliu, C., Vișa, I., Diaconescu, D., Săulescu, R . , C l i m e s c u , O . E m b o d i m e n t D e s i g n o f a
Planetary Chain Speed Increaser for Small Hydropower Plants. Asian MMS 2010, The
First IFToMM Asian Conference on Mechanism and Machine Science, Taipei, Taiwan,
October 2010, ISBN 987-90-481-9688-3.
[65] C.Jaliu, D.V., Diaconescu, R. Săulescu , M.Neagoe. Conversion Analysis of A Planetary
Chain-Set Speed Reducer into A Speed Increaser to Be Used in RES . Proceedings of
the Third International Conference On Mecha nical Engineering and Mechanics, Beijing,
China, oct. 21-23, 2009, Vol. 1 and 2, pp 767-770, ISBN: 978-1-933100-33-3, Publisher: SCIENCE PRESS USA INC, ISI Document Delivery No.: BOE55
[66] Jaliu, C., Diaconescu, D., Săulescu, R ., Climescu, O., Neagoe, M. Development of a
Chain Planetary Transmission as Speed Increaser / Reducer for Renewable Energy
Systems . 13th World Congress in Mechanism and Machine Science, Guanajuato,
México, 19-25 June, 2011, IMD-123, CD Proceedings, ISBN: 978-84-614-7527-8.
[67] Diaconescu, D., Jaliu, C., Neagoe, M., Munteanu, O., Săulescu, R., Climescu, O., Burduhos, B.,
Ciobanu, D. Transmisie planetara A/00326/08.04.2011, brevet nr. RO126694-A0
[68] Diaconescu, D., Jaliu, C., Neagoe, M., Munteanu, O., Săulescu, R., Climescu, O.,
Tohoneanu , D. Transmisie planetara cu lant A/00084/10.02.2010, brevet nr. RO128109-A2
Teza de abilitare Radu Gabriel SĂULESCU
156[69] Todi-Eftimie, A., Velicu, R., Săulescu, R. , Jaliu C. Bearing friction vs. chain friction for chain drives .
Advanced Materials Research Vols. 753-755 (2013) pp 1110-1113, Trans Tech Publications,
Switzerland, doi:10.4028/www.scientific.net/AMR.753-755.1110.
[70] Jaliu, C., Todi-Eftimie, A., Săulescu, R . Solutions to Optimize Transmission Chains
Characteristics. Annals of the Oradea Univer sity. Fascicle of Management and Technological
Engineering. Vol XI (XXI), 2012, ISSN 1583-0691, pp. 2.141-2.148.
[71] Todi-Eftimie, A.,Velicu, R. , Săulescu, R ., Jaliu, C. Geometric modeling of power joints from
bush chain drives , The 11th IFToMM International Symp osium on Science of Mechanisms and
Machines- SYROM 2013. Mechan isms and Machine Science 18, november 11-12, pp. 471-
479, 2013, ISBN: 978-3-319-01844-7, ISSN: 2211-0984, DOI 10.1007/978-3-319-01845-4_47.
[72] ANSI sprocket tooth profile type II per ASA B29.1 – 1950.
[73] Sprocket for roller chains with short links, STAS 5006-66.
[74] R Velicu, R Saulescu , L Jurj. Contact point of bush – sprocket tooth depending on pitch
differences of bush chain transmissions. Iasi, Romania, 2016, journal: Materials Science and
Engineering – IOP Conference Series: Materials Science and Engineering 147 (1), 012039,
doi:10.1088/1757-899X/147/1/012039.
[75] R Velicu, R Saulescu, L Jurj. Influence of chain pitch increase on bush-sprocket contact for
bush chain drives, SYROM 2017, Mechanisms and Machine Science 57, pp. 515-522 (2018).
[76] R Saulescu , R Velicu, M Lates. Geometric modelling of the contact point between the bushing
and sprocket in chain drives. Rotrib’16. Galați, Romania, 2016, journal: Materials Science and Engineering – IOP Conf. Series: Materials Science and Engineering 174 (2017) 012049
doi:10.1088/1757-899X/174/1/012049.
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Dezvoltarea conceptuală și aplicativă a amplificatoarelor de turație utilizate în conversia energiei eoliene sau hidro în energie electrică Domeniu:… [615937] (ID: 615937)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.