Micro Kaplan turbine [308462]

Cuprins

1. POLITICI ENERGETICE PRIVIND PRODUCEREA DE ENERGIE ELECTRICĂ DIN SURSE CU POTENȚIAL HIDROENERGETIC REDUS ..7

2. TIPURI DE TURBINE HIDRAULICE ADECVATE IMPLEMENTĂRII ÎN MICRO ȘI PICO SISTEME 13

2.1. Clasificarea pico și micro turbinelor hidraulice 13

2.2. Micro și picoturbine de cădere mare 15

2.2.1. Microturbina și picoturbina Pelton 15

2.3. Micro și picoturbine de cădere medie 19

2.3.1. Microturbina și picoturbina Turgo 19

2.3.2. Microturbina cu dublu flux 22

2.3.3. Microturbina Francis 30

2.4. Microturbine și picoturbine de cădere mică 31

2.4.1. Roata de apă 31

2.4.2. Roata de apă Poncelet 33

2.4.3. Roata de apă Zuppinger 33

2.4.4. Roata de apă Sagebien 34

2.4.5. Roata de apă cu ax vertical 35

2.4.6. Microturbina tip șurubul lui Arhimede 36

2.4.7. Picoturbina elicoidală 37

2.4.8. Microturbina și picoturbina Kaplan 39

2.5. Microhidroenergia în România 40

3. ANALIZA TIPURILOR CONSTRUCTIVE DE TURBINE CU DUBLU FLUX 43

4. GHID DE PROIECTARE A UNEI MICROTURBINE CU DUBLU FLUX 56

4.1. Date de calcul 56

4.2. Calcule hidraulice 57

4.2.1. Calculul turației specifice 57

4.2.2. Calculul dimensiunilor principale ale rotorului 57

4.2.3. Calculul randamentului și a puterii 58

4.2.4. Determinarea lățimii ajutajului și a lățimii rotorului 58

4.2.5. Dimensionarea paletelor rotorului 59

4.2.6. Calculul hidrodinamic al rotorului 60

4.2.7. Calculul aparatului director 65

4.2.8. Influența grosimii paletelor 66

4.2.9. Suprapresiuni și pierderi volumice 67

4.2.10. Gradul de umplere și pierderile hidraulice la prima interacțiune 68

4.2.11. Pierderile de cădere datorită poziției rotorului 69

4.3.Calcule de rezistență 70

4.3.1.Calculul arborelui 70

4.3.2. Starea de solicitare din rotor și rigiditatea sa 72

4.3.3.Calculul rulmenților 73

4.4. Randamentul 75

4.5. Alegerea generatorului electric 76

4.6. [anonimizat] 77

5. STAND PENTRU TESTAREA PICOTURBINEI CU DUBLU FLUX LA CĂDERE MICĂ 81

5.1. Considerații generale privind testarea turbinelor hidraulice 81

5.2. Descrierea standului experimental cu nivel liber 82

5.3. Condiții limitative ale standului experimental din laboratorul MFMAHP 87

5.4. Dispozitive conexe 89

5.4.1. [anonimizat] a turbinei cu ajutorul scripeților 89

5.4.2. Sistem de susținere și ghidare a [anonimizat] 94

5.4.3. Sistemul de transmisie a mișcării de rotație de la axul rotorului la axul sistemului de încărcare 99

5.4.4. Sistem de încărcare mecanică 101

5.4.5. Sistem de încărcare electrică 103

5.4.6. Sistem de distribuție a apei către rotorul picoturbinei 106

5.5. Sistemul de măsură și monitorizare a parametrilor picoturbinei 109

5.5.1. Aparatura de măsură și achiziție date 109

5.5.2. Sistemul de achiziție date 114

5.5.3. Instrument virtual de prelucrare și afișare a datelor 115

6. STUDII EXPERIMENTALE ȘI ANALIZA CFD PRIVIND O PICOTURBINĂ DE CĂDERE MICĂ 117

6.1. Proiectarea prototipului experimental 117

6.1.1. Rotor 118

6.1.2. Injector 122

6.2. Realizarea prototipului experimental 129

6.3. Testarea prototipului experimental 131

6.4. Analiza rezultatelor experimentale 137

6.5. Rularea de simulări numerice pe o geometrie de încercare a picoturbinei de cădere mică 139

6.6. Concluzii privind testarea și analiza CFD asupra picoturbinei de cădere mică 145

BIBLIOGRAFIE 149

1

______________________________

ANALIZA CERCETĂRILOR PRIVIND MICROTURBINELE TRANSVERSALE

1.1. Direcții de dezvoltare a energiei hidro în România. Legislație si directive ale UE

Perspectiva principala pentru viitorul hidroenergetici mondiale o reprezinta energia hidro care este cea mai importanta sursă regenerabilă de energie (SRE).Evoluțiile în acest domeniu din Europa, unde oportunitățile pe scară largă au fost fie exploatate deja, fie ar putea fi acum considerate inacceptabile pentru mediu. Din acest motiv microhidrocentralele la scară mică reprezinta una dintre cele mai rentabile tehnologii pentru producerea de energie electrică curată și nepoluantă.

Dezvoltarea în domeniul hidroenergetic în secolul 20 a fost de obicei asociată cu construirea de baraje mari. Sute de baraje și savilare masive de beton, piatră și pământ au fost amplasate pe cursuri de ape pentru a crea mari lacuri de acumulare.

Pe langă faptul ca marile baraje cu acumulare reprezintă o forma de stocare a energiei potențiale cu posibilitati de exploatare, lacurile de acumulare astfel formate au rolul de a controla efectul inundațiilor și pot asigura apa necesara irigatiilor din zonă.

Amenajarea acestor tipuri de acumulari au avut și un impact negativ asupra mediului care a necesitat stramutarea localnicilor din zona și inundarea unor mari suprafețe de teren fertil.

Există de asemenea, numeroase probleme de mediu care au rezultat din astfel de interferențe majore a barajelor cu cursurile de apa. În multe cazuri, colmatarea barajului a redus productivitatea de energie electrica și durata de viață a acestuia.

Sursele regenerabile dețin un potențial energetic important și ofera disponibilitați nelimitate de utilizare pe plan local și național. Valorificarea surselor regenerabile de energie se realizeaza pe baza a trei premize importante conferite de acestea, și anume: accesibilitate, disponibilitate si acceptabilitate. Sursele regenerabile de energie asigură creșterea siguranței în alimentarea cu energie și limitarea importului de resurse energetice, în condițiile unei dezvoltari economice durabile. Aceste cerințe se realizeaza în context național, prin implementarea unor politici de conservarea energiei, creșterea eficienței energetice și valorificarea superioară a surselor regenerabile.

Utilizarea surselor regenerabile de energie reprezintă o prioritate a politicii energetice naționale și se realizează printr-un mecanism de sprijin prin prețuri, pe baza

unui mediu legislativ stabil, de atragere a investitorilor și accesul pe piață al producatorilor cu profituri rezonabile.

Faptul ca la noi în țara circa 30% din producția totală de energie este asigurată din hidrocentrale și, împreună cu investițiile viitoare în microhidrocentrale și în finalizarea unor lucrari începute, reprezintă un pas deosebit de important pentru implementarea Strategiei de valorificare a surselor regenerabile, care se înscrie în cerințele de mediu asumate prin Protocolul de la Kyoto la Convenția-Cadru a Națiunilor Unite asupra schimbarilor climatice, adoptat la 11 decembrie 1997, ratificat de Romania prin Legea nr. 3/2001, respectiv de Uniunea Europeana în baza Documentului 2002/358/CE.

La sfârșitul anilor 80, în România, a fost inițiat un vast program de amenajare a micropotențialului hidroenergetic prin realizarea de centrale de mică putere și microhidrocentrale legate la sistemul energetic național. Conform legislației românești în vigoare la acea dată, microhidrocentralele (MHC) erau considerate centralele hidroelectrice cu puteri instalate până la 200 kW, iar centralele de mică putere (CHEMP) sunt considerate centralele cu puteri instalate între 200 și 3600 kW.

In prezent conform „Legii privind utilizarea rațională a resurselor de energie”, „Legii energiei” și HGR 1535/2003 privind „Strategia de valorificare a surselor regenerabile de energie”, în România se consideră microhidrocentrale (MHC) centralele hidroelectrice cu puteri instalate de până la 10 MW.

Posibilitatile centralelor hidroelectrice convenționale de a acoperi cererea de energie electrica în creștere este limitată. În vederea realizarii țintelor Uniunii Europene (UE) pe termen mediu si scurt cu privire la producția de energie electrică din surse regenerabile (SRE), un loc important în Europa l-ar putea avea utilizarea unor tehnologii mature și verificate pentru centralele hidroelectrice pe firul apei. În același timp s-ar putea dezvolta și alte tehnologii pentru producerea de SRE.

Încălzirea globală este una dintre cele mai mai provocări cu care planeta se confruntă în zilele noastre. Dacă nu se va schimba modul în care folosim și producem energie, efectele ar putea fi catastrofale și ireversibile. UE propune o nouã politică ce privește în mod direct energia și schimbarea climei, incluzând noi obiective pentru 2020. UE stabilește trei obiective cheie, cu care speră să aducă Europa pe calea cea bunã – către un viitor sustenabil: să reducă emisia gazelor de seră cu 20% (30% dacă se ajunge la un acord internațional), să reducă consumul de energie cu 20% prin eficientizarea consumului energiei și să acopere 20% din cererea de energie din surse regenerabile.

Valorificarea SRE are un rol important în această strategie. În strategie se arată că, exceptand centralele hidroelectrice mari, costurile de producere a energiei electrice în unităti ce utilizează surse regenerabile sunt în prezent superioare celor aferente utilizării combustibililor fosili. Stimularea utilizării acestor surse și atragerea investițiilor în unități energetice ce utilizează surse regenerabile se realizează prin mecanisme de susținere, în conformitate cu practica europeană.

Utilizarea pe scară mai largă a surselor regenerabile de energie (SRE) reprezintă una din cele trei direcții majore de dezvoltare a sectorului energetic în perspectiva anului 2015 (celelalte două direcții majore fiind reducerea intensității energetice în economie și respectiv rezolvarea tranzacțiilor de energie electrică care depășesc granița uneia sau a mai multor țări).

1.2. Principalele tipuri de amenajări microhidroenergetice

necesar ca apa să poată fi stocată într-un rezervor.

Dacă un lac natural nu poate fi închis, asigurarea spațiului de depozitare implică construirea unui baraj sau a mai multor baraje și crearea unor noi lacuri. Aceasta are impact asupra mediului local într-un sens pozitiv și într-unul negativ, deși scara dezvoltării deseori mărește impactul negativ.

Pentru microhidrocentrale nu este, în general, fezabilă din punct de vedere economic crearea noilor lacuri de acumulare, poate doar cu excepția locațiilor izolate unde valoarea energiei este foarte mare. Stocarea, pentru o microhidrocentrală este în general limitată la mici volume de apă dintr-un lac de acumulare nou sau ale unuia existent. Termenul folosit pentru a descrie volumele mici ale depozitelor de apă este polder sau bazin compensator.

Polderele (bazinele compensatoare) pot aduce beneficii microhidrocentralelor prin creșterea producției de energie sau prin creșterea veniturilor. Din nefericire investiția necesară pentru realizarea unei asemenea scheme este cu mult mai mare decât cea corespunzătoare unei microhidrocentrale pe firul apei, în comparație cu creșterea veniturilor, și de aceea aceste scheme nu sunt fezabile economic.

O amenajare hidroenergetică cu acumulareare ere în componența: barajul care formează în amonte o acumulare, aducțiunea apei către centrală, aducțiune care este de fapt o conductă forțată întrucât prin ea curgerea are loc sub presiune, clădirea microhidrocentralei care adăpostește echipamentele hidraulice și electrice necesare funcționării, liniile de evacuare a curentului electric din centrală și debușarea aval.

Amenajarile hidrotehnice pentru o microhidrocentrale presupun în cele mai multe cazuri un dig sau baraj destul de mic, de obicei doar un stăvilar care stocheaza o cantitate minima de apă.

Stavilarul pentru o astfel de amenajare îndeplinește rolul de regulator al nivelului apei la admisia în microturbina. Prin urmare, amenajarile hidroenergetice simple pe cursul unei ape nu au efecte negative asupra mediului ca marile amenajari hidrotehnice.

Amenajările pe firul apei

Amenajările pe firul apei se referă la modul de operare în care hidrocentrala folosește doar apa disponibilă din curgerea naturală a râului. Amenajările pe firul apei sugerează că nu există acumulări de apă sau inundări, iar puterea fluctuează odată cu debitul râului.

Puterea produsă de microhidrocentralele pe firul apei fluctuează odată cu ciclurile hidrologice, astfel încât ele sunt mai potrivite pentru a da energie într-un sistem electric mai mare. Individual, ele nu asigură, în general o capacitate sigură.

De aceea, comunitățile izolate care folosesc micro-hidrocentrale au nevoie deseori de o putere suplimentară, dintr-o altă sursă de energie. O centrală pe firul apei poate acoperi toate nevoile de electricitate ale unei comunități izolate sau ale unei industrii dacă debitul minim al râului este suficient pentru a întâmpina cerințele vârfului necesar de energie electrică.

Fig. 2.3. Amenajare hidroenergetică "pe firul apei" la care centrala hidroelectrică face

parte din frontul de barare.

Microhidrocentralele "pe firul apei" pot implica necesitatea devierii traseului râului. Devierea este deseori necesară pentru a se putea exploata avantajele unei mai bune căderi. În general, proiectele de deviere conduc la o reducere a debitului râului între priza de apă și centrala propriu-zisă. De regulă, pentru a devia debitul către priza de apă este necesar un stăvilar.

Poate cea mai sugestivă schiță pentru microhidrocentralelor "pe firul apei" este

cea prezentată în figura 2.3, în care schema este cea a unei centrale tip baraj, la care centrala hidroelectrică face parte din frontul de barare.

1.1. Scurt istoric

Jean Victor Poncelet (1788 – 1867)

Jean Victor Poncelet s-a născut la 1iulie 1788 în Metz, în provincia Lorena din Franța. La vârsta de 15 ani urmează liceul în Metz într-una din clasele special în care elevii erau pregătiți pentru a deveni studenți.

În anul 1807 este admis la Școala Politehnică pe care a absolvit-o în 1810 la vârsta de 22 de ani. Se decide să urmeze o carieră militară, intră în „Corpul de Inginerie” și își continuă studiile la „Școala de Aplicație” din Metz. După doi ani de studiu ajunge la gradul de locotent.

În iunie1812 ia parte la campania militară din Rusia condusă de Napoleon, rușii atacă armata lui Napoleon aflată în retragere și Jean Victor Poncelet este luat prizonier. A stat în prizonierat din martie 1813 până în iunie1814 la Saratov pe malul Volgăi.

După semnarea Tratatului de Pace de Paris la 30 mai 1814 între Franța, Rusia și celelalte țări implicate în conflict, Jean Victor Poncelet se întoarce în Franța și din 1815 a predat ca profesor la „Școala de Artilerie din Metz – Colegiul Militar”. Din ianuarie 1825 își continuă cariera de profesor de mecanică pentru o perioadă de inca 10 ani.

În această perioadă perfecționează o roată de apă pe care a prevăzut-o cu palete înclinate, în formă de arc de cerc, păstrând în același timp avantajele practice ale roților de apă tradiționale care se remarcau prin simplitate, costuri resduse de fabricație și viteze mari de rotație.

Roata de apă cu palete curbate a fost adaptată pentru aducțiune în partea inferioară, unde un stăvilar avea posibilitatea de glisare, rolul acestuia era de aduce apa cât

din Weymoth a fabricat-o ca produs standard o bună perioada de timp.

A.G.M. Mitchell a devenit membru al ,,Royal Society” în 1934, în anul 1938 a primit ;;Medalia Kernot Memorial” de la Universitate din Melbourne.

În anul 1943 a primit medalia ;;James Watt International”, înmânată de catre ,,Instituția Inginerilor Mecanici” din Londra. Antony Mitchell se stinge în 17 februarie 1959 la vârsta de 88 de ani în Camberwell – mai aproape de palete.

Paletele de formă semicirculară au satisfăcut pe deplin principiile avansate ale fizicii hidraulice, făcând ca randamentul roții de apă proiectate de J.V. Poncelet să fie dublu față de roțile de apă ce funcționau la acea dată.

Se estimează că în Franța, în anul 1829, funcționau 60,000 de roți de apă. Aceste roți erau cu palete drepte, ușor înclinate și cu profilul paletei în formă de linie frântă .

Aceste roți de apă furnizau energie mecanică pentru cea mai mare parte a industriei ce funcționa la acea dată in Franta.

Proiectul roții de apă pe care a perfecționat-o J.V. Poncelet, publicat în 1826, a fost realizat 12 ani mai târziu, în 1838. Această rotă de apă a fost instalată, cu precădere, în Franța și Germania.

Datorită contribuției pe care J.V.Poncelet a avut-o la perfecționarea roții de apă, care îi poartă numele, la care variația debitului are un efect redus asupra randamentului, Academia Franceză de Științe i-a acordat distincția „Prix de Mecanique”.

În concluzie, se poate spune că, „Roata de apă Poncelet” este precursorul turbinei cu dublu efect – „crossflow”.

După o lungă periodă de suferință, Jean Victor Poncelet, s-a stins la 22 decembrie 1867.

Fig. 2.1.– Roata de apa Poncelet

Antony George Maldon Mitchell (1870-1959)

Antony Mitchell s-a născut la Londra, în 21 iunie 1870, în timpul unei vizite a părinților săi, care originari din Devonshire, au emigrat în Australia în anul 1854.

Antony Mitchell a absolvit Universitatea din Melbourne în anul 1895, dar trebuie menționat faptul că a studiat un an la Universitatea Cambridge. După absolvirea facultății devine asistentul profesorului de hidraulică Bernard A. Smith, cu care a perfecționat mai multe proiecte.

Din anul 1902 deține funcția de examinator de brevete pentru ’’Oficiul Victorian de Brevete”. În anul 1903 proiectează o turbină transversală pe care o brevetează, iar o companie Australia.

Fig.2.2. Turbină instalată

Donat Banki (1859 – 1922)

Fig.2.3. – Turbina Banki

Donat Banki s-a născut la 6 iunie 1859, într-un mic sat, Bakonybank, în regiunea Komarom, din Ungaria de astăzi. La vârsta de 9 ani, când tatăl său, medic militar, a fost mutat în localitatea Lovaszapatona, Donat Banki a fost uimit de enorma roată cu zbaturi a morii de apă ce funcționa în acea localitate.

Donat Banki a urmat cursurile Facultății de Inginerie Mecanică a „Universității Tehnice din Budapesta”. După finalizarea studiilor în 1821, își incepe activitatea la fabrica „Ganz & Co” ca desenator și o încheie 17 ani mai târziu în 1898 ca inginer șef.

În 1898 a fost învitat să facă parte din colectivul Universității Tehnice din Budapesta, unde în anul 1899 a preluat conducerea „Departamentului de Inginerie Mecanică, Hidraulică și Mașini Hidraulice”, unde a îndeplinit activități de predare și de cercetare.

În anul 1917, Donat Banki, proiectează și brevetează turbina care îi poartă numele, ca soluție în utilizarea căderilor mici de apă și pentru a înlocui roțile de apă existente la acea vreme. Există informații că până în anul 1928 au fost produse și puse în funcțiune 853 de turbine de tip „Banki”.

Fritz Ossberger (1877 – 1947)

Fritz Ossberger, al doilea fiu al lui Michael Ossberger s-a născut în 1877 la Thalmassing, unde tatăl său a înființat o companie de mașini agricole în 1873.

În urma colaborării cu inginerul australian Antony Michell, inginerul Fritz Ossberger perfecționeză și patentează brevetul noii turbine în 1922 cu ,,Reichspatent nr. 361593”. În anul 1928 compania s-a mutat la Weissburg – Bavaria unde funcționează și astăzi.

Fritz Ossberger perfecționează, modernizează turbina aflată în fabricație și patentează un nou brevet în anul 1933 ,,Reichspatent nr. 615445”.

Până la sfârșitul celui de al doilea război mondial, mai mult de două mii de turbine au fost montate și date în exploatare pe teritoriul fostei R.D.G. În anul 1985 o filială a Companiei Ossberger a fost înființată în Richmond – Virginia în Statele Unite ale Americii.

În anul 2009, Compania Ossberger înființată în anul 1873, a produs a–10,000–a turbină, turbină care poartă și numele producătorului, această turbină a fost fabricată ca produs standard. Astăzi, Compania Ossberger, este un producător de frunte a acestui de turbină.

Fig.2.4. Echilibrarea rotorului

Miroslav Cink

După o pauză destul de lungă în perfecționarea turbinei cu curgere transversală, un inginer de origine cehă, Miroslav Cink, îmbunătățește performanțele acestui tip de turbină, o brevetează și 1985 incepe producția acesteia într-o fabrică ,,Cink Privat MVE” în Carlsbad. Până în prezent au fost puse în funcțiune peste 150 de microturbine ,,Cink”

Diferența principală între sistemele Cink și Ossberger constă în modul de reglaj al debitului de apă care intră în turbină. La turbinele Cink a fost creat un sistem de reglaj care închide și deschide camera de alimentare a turbinei, acest sistem a încetat să mai fie fabricat din anul 2005.

Fig.2.5. – Turbina Cink

De descris cu cuvinte proprii textul scris cu galben si de adaugat fotografii tabele, etc

2

______________________________

TIPURI CONSTRUCTIVE DE TURBINE

CU DUBLU FLUX

Turbina cu dublu flux (transversală) se caracterizează prin faptul că apa traversează de două ori paletajul rotoric.

Din punct de vedere istoric, primul pas în elaborarea acestei soluții constructive a fost făcut în anul 1903, de către A.S. Michell, care a brevetat o variantă îmbunatățită de roată de apă Poncelet. În anul 1922, profesorul de origine ungară Donát Bánki (1859- 1922), plecând de la soluția propusă de A.S. Michell, a inventat o turbină cu acțiune, cu arbore orizontal .

În figura 2.10 sunt prezentate desenele, care fac parte integrantă din brevetul 1436933/28.11.1922. Unghiul de atac la intrare este de 16o. Rotorul este alcătuit din două discuri circulare distanțate unul de cealălalt și fixate perpendicular pe arbore. Între aceste discuri, pe coroana circulară exterioară a fiecărui disc, sunt montate palete curbate. În figura 2.11 sunt prezentate variante constructive de rotor de turbină Banki, cu o secțiune, respectiv cu două secțiuni de lucru.

Fig. 2.10. Water turbine. Extras din brevetul de invenții US1436933

.

Varianta constructivă brevetată în anul 1922, a fost imbunătățită de D. Banki în 1925. Noua soluție constructivă, care include o paletă directoare și o carcasă profilată este prezentată în figura 2.12 .

Fig. 2.11. Rotorul turbinei Bánki.

Fig. 2.12. Desene extrase din brevetul de invenții U.S.1548341

.

La începutul anilor ’20, Fritz Ossberger și A.G.M. Michell au proiectat o turbină cu dublu flux, pentru căderi medii, având același principiu de funcționare ca și cel al turbinei Michell-Bánki. Turbina proiectată de Ossberger și Michell a fost brevetată în Germania, Imperial Patent No. 361593/1922, sub denumirea Free Jet Turbine. În figura 2.13 este prezentat un extras din brevet.

În anul 1933, Ossberger și Michell au propus o variantă îmbunătățită. Imperial Patent No. 615445/1933 propune o formă modificată a clapetei curbate cu rol de dirijare a jetului la admisia apei către rotor. Admisia apei în rotor poate fi realizată pe direcție orizontală, sau pe direcție verticală. Soluția cu admisie pe direcția orizontală este prezentată în figura 2.14 , iar cea cu injector vertical în figura 2.15 .

Fig. 2.13. Brevetul de invenții 361593/ 192.

Compania Ossberger, înființată în anul 1873 de către Michael Ossberger în localitatea Thalmaessing (lângă Nuremberg), a vândut 2000 de turbine, până la sfârșitul celui de al doilea razboi mondial. Compania produce și comercializează turbine cu dublu flux și în prezent.

Fig. 2.14. Turbina Ossberger cu jet orizontal. .

Fig. 2.15. Turbina Ossberger cu jet vertical .

Turbina Ossberger poate funcționa pe o plajă largă de debite. Conform informațiilor de pe site-ul companiei Ossberger, domeniul de funcționare acoperă debite Q=0,04…13 m3/s, pentru sarcini H =2,5…200 m. Este o turbină având turația specifică în intervalul nS=0,226…3,44. Puterea turbinelor comercializate în prezent de compania Ossberger variază în intervalul P=15…3000kW .

Ca și în cazul turbinei Banki, jetul de apă de formă rectangulară traversează rotorul de două ori, de unde și denumirea, turbină cu dublu flux sau turbină transversală. Așa cum se poate remarcă în figura 2.16, turbina propusă de Ossberger se caracterizează printr-o paletă directoare profilată plasată în injector și un ventil de aerisire.

Fig. 2.16. Imagine explodată a turbinei Ossberger cu injector vertical.

Rotorul cu până la 37 de palete, poate fi compartimentat cu ajutorul unor discuri interioare, paralele cu discurile de la extremități. De regulă se preferă 3 compartimente. La debite mai mici de o treime din debitul nominal este recomandabil să se utilizeze un singur compartiment, iar la valori ale debitului apropiate de debitul nominal se utilizează întregul rotor și se poate obține un randament η=80 … 86%.

În figura 2.17 se prezintă o variantă relativ recentă de turbină transversală, inventată de Karl-Friedrich Ossberger, pentru care OSSBERGER-TURBINENFABRIK GMBH & CO. deține drepturi de proprietate intelectuală, protejate prin brevete de invenții .

Fig. 2.17. Extras din brevetul de invenții U.S.4579506 din 1 Aprilie 1986 .

Turbina cu dublu flux este o turbină ieftină, ușor de fabricat și ușor de exploatat, fiind produsă în prezent și de alte companii. Cea mai cunoscută este compania Cink, care furnizează în Romania echipamente hidromecanice pentru microhidrocentrale. Alte detalii și comentarii privind tipurile constructive de turbine transversale sunt prezentate în capitolul 3. Analiza tipurilor constructive de turbine transversale. O microturbină Ossberger este prezentată în figurile 2.18 – 2.19.

Fig. 2.18. Rotor de microturbină Ossberger .

Fig. 2.19. Microturbină Ossberger în exploatare .

Analiza tipuri constructive

Cursurile de apă mici au debite variabile pe parcursul unui an calendaristic, perioadele cu debite mari din timpul primăverii și toamnei alternează cu perioade de secetă.

Fig. 3.1. Analiză comparativă turbine: Francis versus Ossberger

.

O analiză comparativă între turbina Francis și turbinele transversale, relevă că turbinele Francis, au un randament ridicat la debitul nominal, dar la debite sub 70% din debitul nominal, randamentul scade brusc, ceea ce conduce la o producție anuală de energie redusă (vezi figura 3.1). Chiar dacă randamentul este mai modest, având o caracteristică aplatizată, în condiții de lucru cu variații mari de debit, turbina cu dublu flux poate produce mai multă energie anuală. În plus, turbinele cu dublu flux sunt fiabile și relativ ieftine, avantaj important pe o piață concurențială și nu necesită o supraveghere specială putând fi utilizate în locații izolate.

Fig.3.2. Varianta constructivă VIGM .

Varianta de turbină transversală propusă de Donath Banki a fost dezvoltată ulterior, pentru a se obține randamente mai ridicate. Prima îmbunătățire a fost propusă chiar de D. Banki, care a introdus o clapetă articulată în injector (Fig. 2.21). La căderi și diametre mari, clapeta este însă supusă unor momente de valori mari, ceea ce o făcea inutilizabilă. Pentru lărgirea domeniului de funcționare, cercetătorii sovietici au propus utilizarea unei plăci care translează în injector, varianta obținută fiind prezentată în figura 3.2.

Turbina Ossberger, propusă în anul 1986 și prezentată în figura 2.18, are în componență o clapetă profilată și articulată spre centru, ceea ce mărește aria de admisie și implicit puterea și randamentul turbinei (vezi Fig. 3.1 și Fig. 3.3). Un dezavantaj al turbinei Ossberger, se manifestă la debite reduse, deoarece micșorarea debitului de apă care traversează rotorul se realizează modificând poziția clapetei, apa având acces prin secțiunile îngustate A și B (figura 3.4 și 3.5). Curgerea prin secțiunile îngustate determină modificarea nefavorabilă a triunghiurilor de viteze.

Fig.3.3. Domeniul de funcționare a turbinei Ossberger

.

Fig.3.6. Turbina Cink .

Turbina Cink, prezentată în figura 3.6, reprezintă o altă variantă de turbină transversală . Diferența principală între sistemele Cink și Ossberger constă în modul de reglare a debitului de apă. Turbinele Cink au un sistem de reglare format dintr-un sector semicircular care urmărește circumferința rotorului. La scăderea debitului, sectorul semicircular este închis treptat și debitul de apă care tranzitează rotorul este mai mic, însă forma triunghiurilor de de viteze rămâne neschimbată asigurând un randament bun.

Din analiza literaturii de specialitate reiese că cercetările vizând îmbunătățirea randamentului turbinelor transversale au beneficiat de numeroase abordări. Mockmore & Merrryfield sunt cei mai cunoscuți cercetători, care au utilizat analiza teoretică unidimensională a curgerii și o serie de experimente pentru determinarea configurației optime a turbinei transversale. Khosrowpanah et al. , Fiuzat et al. și Desai et al. au încercat să aducă îmbunătățiri prin profilarea spațiului interpaletar și prin înserarea de diverse dispozitive în interiorul rotorului. Recent, Ho-Yan B. și Lubitz D. au construit și testat un prototip de picoturbină transversală destinată căderilor sub 3,4 m, dar rezultatele obținute au fost foarte slabe. În schimb, picoturbina JLA Kit poate atinge și randamente de 75-80%, prin curgerea cu depresiune într-o carcasă etanșă.

O lucrare deosebit de interesantă privind stadiul actual al cercetărilor efectuate asupra turbinele cu dublu flux a fost elaborată de Tsvetan Tsalov. Lucrarea cu titlul ”Overview of the Cross Flow Water Turbine” prezintă în imagini sugestive metodele de control al debitului la ieșirea din injector, respectiv intrarea în rotor. În continuare, în figura 3.7, sunt prezentate câteva desene extrase din această monografie .

Fig. 3.7. Metode de dirijare a apei la intrarea în rotorul turbinei cu dublu flux

.

Fig.3.8.Turbină studiată de Zhao L. et al..

.

Fig.3.9. Turbina testată de Sung-Woo Son et al.

Varianta A Varianta B Varianta C

Fig.3.10. Variante de turbină transversală cu tub de aspirație

.

Alături de metodele pentru îmbunătățirea rotorului, în ultimii ani s-a studiat și eficiența altor elemente componente ale turbinei cu dublu flux. De exemple, cercetătorii Zhao L., Kurokawa J., Matsui J. și Imamura H.., au contribuit la creșterea performanțelor turbinelor transversale prin studii privind utilizarea tuburilor de aspirație , . Prin injecția de aer sub presiune, pentru a evita coliziunea curentului de apă cu arborele turbinei, se obține pentru tipul de turbină cu dublu flux, prezentat în figura 3.8, un randament îmbunătățit cu aproximativ 2%.

În anul 2011, Sung-Woo Son, Morihito Inagaki, Chang-Min Han and Young-Do Choi au testat o turbină transversală cu un rotor echipat cu 23 de palete rotorice și diverse tuburi de aspirație . Turbina este prezentată în figura 3.9. și în figura 3.10 se găsesc indicații privind dimensiunile tuburilor de aspirație. Cercetările efectuate cu tubul de aspirație prezentat în varianta A și varianta B nu au arătat modificări semnificative în ce privește randamentul turbinei, însă în cazul C, în care tubul de aspirație este de tip difuzor, s-a obținut o ușoară ameliorare.

Există metode diverse de a opține randamente satisfăcătoare pentru turbinele cu dublu flux. În figura 3.10 sunt prezentate sintetic câteva soluții de turbine cu dublu flux, prezentate la Universidad Nacional del Santa din Peru. Proiectarea unei turbine cu dublu flux eficiente presupune alegerea inspirată a diametrului și a lungimii rotorului, precum și a numărului de palete. Un tabel util pentru selectarea diametrului rotorului turbinei transversale în funcție de cadere și debit, a fost prezentat în anul 2008 de catre Edgar Paz Pérez et al., la Congresul Iberoamerican de Inginerie Mecanică . Tabelul este în conformitate cu standardul din anul 1986 al Institutul National Brazilian de Energie .

Fig. 3.10. Soluții constructive pentru turbine transversale

.

Tabel 3.3. Recomandări privind diametrul și numărului de palete .

În cursul prezentat de la Universidad Nacional del Santa din Peru, referitor la mașinile hidraulice, de tip Banki Michell se precizează că acest tip de turbină este la granița dintre o turbină cu acțiune și o turbină cu reacțiune. S-a demonstrat că transferul de energie se efectuează în două trepte; în prima treaptă este 70…84% din total, iar în a doua 16…30%. În tabelul 3.4 sunt prezentate rezultatele unor studii teoretice privind randamentul și transferul de energie în fiecare treptă, iar în tabelul 3.4 se găsesc date privind legătura dintre randamentul total al turbinei transversale și parametrii geometrici.

Tabel 3.4. Studii teoretice privind randamentul și transferul de energie

Forma profilată a paletei a fost adoptată de de mai mulți constructori de turbine cu renume pe piața mondială, ca de exemplu Ossberger și JLA. Totodată, datorită simplitații constructive, micii producători folosesc segmente de țeavă din oțel tăiate pe generatoare, pentru confecționarea paletelor. Recomandări privind dimensiunile paletelor construite din țevi sunt prezentate în tabelul 3.6.

Tabelul 3.5. Studii asupra parametrilor geometrici ai turbinei transversale

Tabelul 3.6. Dimensiunile țevilor folosite la construcția paletelor.

Tabel 3.7. Date furnizate de producatori privind turbinele transversale.

[Ulku & Olgun, 1998]

Pentru a facilita stabilirea numărului optim de palete rotorice, cercetătorii A. Ulku și H. Olgun au elaborat un tabel de date (Tabel 3.7) care conține parametrii constructivi și randamentul hidraulic al diverselor tipuri de turbine transversale . S-a constatat că un număr redus de palete determină o mișcare de rotație pulsatorie a axului și a lucrului mecanic generat corespunzător. Un număr mare de palete rotorice determină o creștere exagerată a vitezei rotorului, efectele ambalării rotorului fiind pierderi de energie potențială și funcționarea în regim roată de apă, ceea ce înseamnă randamente scăzute.

3

______________________________

STAND PENTRU TESTAREA PICOTURBINEI CU DUBLU FLUX LA CĂDERE MICĂ

5.2. Descrierea standului experimental cu nivel liber

Canalul hidraulic din laboratorul MFMAHP este alimentat cu apă prin intermediul a două pompe de 45kW, ce debitează într-o cameră de liniștire.

Achiziția pompelor și modernizarea dispozitivului de liniștere a fost realizată prin proiectul POSCCE-A2-O2.2.1-2009-4, ID911 ”Dezvoltarea platformei de cercetare pentru energie eficientă și durabilă ENERED- ID 911” .

În cadrul proiectului finanțat de UEFISCDI, cu titlul ”Turbine hidraulice transversale pentru picosisteme bazate pe energii regenerabile – PICOTURB” (Popescu, și alții, 2014) s-a realizat elaborarea și realizarea de soluții de dezvoltare stand cu nivel liber în vederea efectuării de studii experimentale asupra picoturbinelor de cădere mică, activități care au inclus: înlocuirea canalului hidraulic vitrat existent înainte de anul 2014; elaborarea și implementarea de soluții tehnice pentru dispozitivele conexe de ridicare-coborâre, de ghidare și de modificare a condițiilor de lucru ale turbinei; elaborarea și dotarea cu sisteme de măsură și monitorizare a parametrilor turbinei.

Standul experimental pentru testarea turbinelor de cădere mică trebuie să corespundă condițiilor particulare, specifice căderilor mici. De regulă, pentru testarea turbinelor transversale, variația sarcinii pe stand se obține prin variația presiunii în conducta ce alimentează turbina de încercat. Metoda este adecvată căderilor medii, dar nu poate fi aplicată și pentru turbine care funcționează la căderi mici. În acest caz, trasarea caracteristicii turbinei presupune că există posibilitatea de a modifica efectiv distanța dintre fundul canalului hidraulic și axul turbinei, operațiune care implică existența unor instalații conexe.

În figura 5.1. se prezintă soluția de stand destinat testării picoturbinelor de cădere mică, implementată în laboratorul de Mecanica Fluidelor, Mașini și Acționări Hidraulice și Pneumatice (MFMAHP) de la Universitatea Tehnică „Gheorghe Asachi” din Iași (Popescu & Popescu, Experimental stand for tests on low head cross flow turbines, 2014).

Standul este alimentat cu apă prin intermediul a două pompe P1 și P2, care pot funcționa individual sau în paralel și care debitează printr-o conductă (1), un debit variabil determinat de manevrarea robinetului (2) și evacuat către camera de liniștire (3). Pentru a reduce turbulențele, la ieșirea din camera de liniștire este amplasat grătarul (4), în partea amonte a canalului hidraulic cu nivel liber (5). La ieșirea din canalul hidraulic, care are o lungime de 11,6 m, se află un sistem de distribuție (6), care ghidează apa către două porți de intrare prevăzute cu stăvilare pentru a alimenta fie 1/3, fie 2/3 sau fie 3/3 din lungimea rotorului. Cele două elemente principale, rotorul picoturbinei (8) și injectorul (9) sunt amplasate pe o instalație mobilă, echipată cu alte dispozitive conexe care permit ridicarea și coborârea turbinei, reglarea turației și efectuarea operațiunilor de măsurare/monitorizare. La ieșirea din turbină, apa este evacuată direct în canalul de fugă (7), situat sub cota pardoselii laboratorului (15). Variația sarcinii de lucru a turbinei se efectuează prin modificarea distanței dintre axul rotorului (8) și fundul canalului hidraulic (5), respectiv față de nivelul liber în canal (19), printr-un sistem de ridicare-coborâre al ansamblului injector-rotor.

Fig.5.1. Stand experimental pentru testarea picoturbinelor de cădere mică

Sistemul de ridicare-coborâre al ansamblului injector-rotor conține un ansamblu de scripeți ficși (10), scripetele mobil notat (11) și tamburul de cablu prevăzut cu roată de clichet și manivelă, notat (12). Sistemul de ghidare (20) permite deplasarea ansamblului injector-rotor, sub nivelul liber al apei din din canal pe o direcție și o distanțăcontrolată.

Modificarea cuplului rezistent aplicat turbinei, respectiv a turației de încercare se efectuează cu o frână mecano-hidraulică (17). Frână mecano-hidraulică (17) și traductorul de moment (16) sunt instalate pe aceleași ax printr-un sistem de transmitere în două trepte, utilizând lanțurile Gall (13) și (14). Traductorul de moment este amplasat în partea superioară a angrenajului prin intermediul unor cuplaje elastice (18).

Sistemul de măsură cuprinde o serie de instrumente: tahometru (21), traductor de moment (22), debitmetru cu ultrasunete (23), etc. Detalii privind echipamentele de măsură și monitorizare sunt prezentate în subcapitolul 5.5.Sistem de măsură și monitorizare a parametrilor turbinei.

Înlocuirea canalului hidraulic vitrat existent înainte de anul 2014, a permis extinderea domeniului de încercare a picoturbinelor și îmbunătățirea condițiilor experimentale. În laboratorul MFMAHP din Universitatea Tehnică Iași exista un canal hidraulic cu o vechime de peste 30 de ani având dimensiunile: lungimea 11,6 m; lățimea 0,75 m; înălțimea 0,43 m. Pereții laterali și fundul canalului erau placați cu sticlă groasă de 10 mm. Datorită uzurii pronunțate, sticla se fisurase în multe locuri și materialul de etanșare nu mai era eficient. În consecință, vehicularea apei prin canal se făcea cu pierderi volumetrice, care afectau acuratețea testelor experimentale, deoarece debitul măsurat cu debitmetru cu ultrasunete pe conducta care alimentează bazinul de liniștire din amonte de canal era diferit de debitul de alimentare a injectorului picoturbinei.

În cadrul proiectului PICOTURB (Popescu, și alții, 2014) s-a supraînălțat structura de rezistență a canalului cu 0,14 m, pentru a crește secțiunea de curgere, respectiv debitul de circulație prin canal. Fundul canalului a fost placat cu tablă de oțel decapat cu grosimea de 3 mm. Sticla veche a fost înlocuită cu sticlă nouă având grosimea de 10 mm. Noua înălțime a canalului este de 0,57 m. Etanșarea fundului canalului și a pereților laterali s-a realizat cu silicon pentru sticlă și mastic, cu proprietăți deosebite de etanșare și aderare. În urma acestor lucrări, debitul maxim de alimentare a picoturbinei a crescut de la Q=0,23 m3/s la Q= 0,31m3/s și pierderile volumetrice pe traseul bazin de liniștire–injector au fost eliminate.

5.2. Schița canalului hidraulic vitrat.

5.3. Fotografie canal hidraulic realizat.

Dimensiunile standului cu canal hidraulic vitrat obținut sunt prezentate în figura 5.2. În figura 5.3 este prezentat canalul hidralic în timpul experimentelor.

5.4. Dispozitive conexe

5.4.1. Sistem de ridicare-coborâre a turbinei cu ajutorul scripeților

Sistemul destinat ridicării și coborârii turbinei (ansamblu injector-rotor) este amplasat deasupra canalului de evacuare a apei. Instalația se compune din: suportul destinat susținerii sistemului de scripeți, tamburul de cablu cu sistemul de scripeți, scripetele mobil.

Fig.5.5. Sistem de ridicare-coborâre a ansamblului injector-rotor

Suporturile (1) și (2) reprezintă o instalație conexă fixată în pardoseală, destinată ghidării, rigidizarii și translării în plan vertical a ansamblui injector-turbină și este prezentat detailat în subcapitolul 5.4.2. Sistem de susținere și ghidare a ansamblului injector-rotor.

7 8

9 10

Fig. 5.5.Sistem de scripeți. Foto și detalii constructive scripeți (7), (8), (9), (10).

În figura 5.5 este prezentat sistemul de scripeți sprijinit pe două bare verticale (3) de lungime 3750 mm, confecționate din profil UNP65 (secțiune 65×42 mm). Ansamblul injector-rotor poate fi ridicat sau coborât între cei doi suporți verticali. În partea superioară a profilelor verticale, sunt montate două bare orizontale (4) din oțel UNP65. Pentru o rigidizare suplimentară și pentru a asigura paralelismul acestui suport, s-au montat tot în partea superioară, două prezoane (5) M16x2 în poziție orizontală la 200 mm, una deasupra celeilalte, cu distanțiere din țeavă și două bare (6).

Sistemul de scripeți (7), (8) și (9) , prezentat în figura 5.6 are rolul de a conduce cablul și de a asigura schimbările de poziție în timpul deplasării. Sistemul format din trei scripeți fixați rigid în zona superioară a instalației de ridicare- coborâre, are în componență și un scripete mobil (10) prevăzut cu un cârlig de agățare a injectorului turbinei. Așa cum se poate observa în fotografia 5.5, doi dintre scripeții ficși (7) și (9) sunt cu ax orizontal, celălalt scripete fix (8) este cu ax vertical, pentru a schimba direcția de rulare a cablului către scripetele mobil (10). Scripetele mobil (10) oferă posibilitatea de a injumatăți forța cu care se acționează asupra manivelei din componența tamburului de cablu.

Fig 5.6. Tamburul de cablu cu roata de clichet (11)

În figura 5.6 se prezintă tamburul de cablu. Tamburul propriu-zis este construit dintr-un cilindru (14), din țeavă de oțel de 2” cu lungimea de 120 mm, care este încadrat între două discuri din oțel (11) cu diametrul exterior de 150 mm și diametrul interior de 25 mm. Tamburul de cablu este fixat prin sudură pe axul (13).

Fig.5.7. Ansamblul injector-rotor în timpul coborârei în zona de lucru situată sub pardoseala laboratorul MFMAHP.

Pe acest ax sunt montați doi rulmenți radiali (15), pentru a se putea roti liber. Cei doi rulmenți sunt introduși în două carcase (18) așezate cu cavitațile față în față pentru a se împiedica deplasarea axială a tamburului. Pe extremitatea din stânga a axului este montată prin intermediul unei pene (17), o roată de clichet (16) care va asigura ridicarea în siguranță a ansamblului injector-rotor. Clichetul a fost montat pe stativul tamburului de cablu și s-a urmărit să aibă mobilitatea corespunzătoare și eficiență în blocarea roții de clichet. Pe extremitatea din dreapta axului a fost montată o manivelă (12) cu brațul lung de 500 mm pentru acționarea tamburului cu cablu.

Se estimează că ansamblul injector-turbina cu cadrul metalic de susținere pe care vor fi amplasate transmisiile cu lanț Gall, traductorul de moment și frâna mecanică are o greutate de aproximativ 200 kg. Pentru menținerea în echilibru a ansamblului este necesară o forță F =12 kg aplicată la extremitatea manivelei de acționare a tamburului de cablu. Scripetele mobil (10) micșorează forța F aplicată pe manivela (12) la 50%.

5.4.2. Sistem de susținere și ghidare a ansamblului injector-rotor

Deplasarea facilă a turbinei la diverse distanțe față de fundul canalului hidraulic, reprezintă o condiție esențială pentru a testa picoturbine la diverse căderi. Deoarece, sarcinile la care lucrează turbina trebuie să asigure un domeniu a sarcinilor H=0,5….2 m este necesar să se realizeze un sistem de susținere a ansamblului injector-rotor rigid, care să aibă posibilitatea de a transla acest ansamblu având o greutate de aprox. 200 kg în plan vertical, pe o înălțime de cel puțin 2 m, fără a fi permise abateri importante de la direcția verticală de translare. În figura 5.7 este prezentat ansamblul injector-rotor, fotografiat în timp ce este coborât, pentru a poziționa rotorul în zona de lucru, de sub pardoseala laboratorului MFMAHP de la UTI.

Sistemul de susținere și ghidare a ansamblul injector-rotor este prezentat în figurile 5.8.a, 5.8.b, 5.8.c. În esență, are în componență două bare orizontale paralele, notate cu (1), fixate de două bare verticale notate cu 2. Rolul barelor orizontale (1) este de a asigura stabilitatea, rigiditatea și verticalitatea ghidajului vertical. Rolul barelor verticale (2) este de a ghida culisarea în plan vertical al ansamblului injector-rotor (vezi figura 5.8.a).

Fig. 5.8.a. Instalație de ghidare. Vedere de ansamblu.

Fig. 5.8.b. Instalație de ghidare. Detalii de rigidizare pe canalul de evacuare.

Fig. 5.8.c . Instalație de ghidare.

Detalii. Tirant de fixare montat în canalul de evacuare.

Barele orizontale (1), construite din UNP65 formează un suport pentru barele verticale (2). Prinderea este asigurată cu șuruburi M20X2,5 (4), ce fixează fiecare profil orizontal de profilul vertical pereche. Tiranții (3) sunt montați câte doi pe fiecare extremitate inferioară a profilelor verticale. Rolul tiranților este de a rigidiza poziția ghidajelor verticale (2) în interiorul canalului de evacuare a apei. Cele două profile orizontale construite din profil UNP65, poziționate paralel deasupra canalului de evacure, sunt orientate cu golurile spre exterior și sunt fixate de pardoseala din beton a laboratorului, prin intermediul a patru conexpanduri M12(9), montate câte două pe fiecare profil orizontal. Paralelismul suporturilor orizontale, cu lungimea de 1400 mm, este realizat prin intermediul a două prezoane M20X2,5 mm (3) montate la extremitățile fiecărui suport orizontal.

Barele verticale (2) asigură ghidajul ansamblul injector-rotor pentru a culisa fără abateri importante de la direcția verticală sunt rigidizate printr-un cadru de oțel. Lungimea barelor verticale este 1600 mm. Așa cum se poate observa în figura 5.8.b., lungimea barelor verticale deasupra barelor orizontale (1) este 720 mm, 120 mm reprezintă înălțimea suportului orizontal, iar 760 mm reprezintă înălțimea barelor verticale din interiorul canalului de evacuare a apei. Fixarea în poziție verticală a turbinei, se face prin intermediul a două șuruburi (5) M16x2. Rigidizarea barelor verticale se realizează și în interiorul canalului de evacuare a apei turbinate, poziționat sub nivelul pardoselii și perpendicular față de canalul hidraulic. Această rigidizare se realizează prin intermediul a patru tiranți (10), poziționati câte doi pe fiecare profil vertical. Primul tirant este poziționat la extremitatea inferioară a profilului vertical iar cel de-al doilea tirant este montat deasupra la o distanță de 420 mm. În cele două profile verticale (2), s-au practicat orificii (8), cu diametrul de 10,5 mm, care au rol de sprijin pentru tirant.

Tirantul de fixare, prezentat în figura 5.8.c. este un dispozitiv reglabil, solicitat la compresiune. Este compus dintr-o bară cilindrică din oțel (10) cu diametrul de 20 mm și o lungime de 480 mm, care are la un capăt o treaptă (12) cu lungimea de 8 mm și diametrul de 10 mm, destinată fixării în orificiul (8) practicat în latura de 55 mm a profilului vertical (2). Celalalt capăt al barei tirantului este filetat cu M20 X 2,5 mm pe lungimea de 250 mm. Porțiunea filetată are posibilitatea de culisare în interiorul unei țevi de oțel (14) de 3/4", cu diametrul interior de 21 mm. Țeava de 3/4” cu lungimea de 200 mm este prevazută la una din extremitați cu un disc din oțel (15) cu grosimea de 10 mm și diametrul de 120 mm, fixat prin sudură. Prin intermediul piuliței (13) M20X2,5, amplasată pe porțiunea filetată a barei cilindrice (10) se realizează solicitarea la comprimare a tirantului și totodată fixarea profilelor verticale în interiorul canalului de evacuare a apei turbinate. Pentru a nu se deteriora suprafețele de contact dintre profilul vertical (2) și peretele betonat al canalului de evacuare (16), precum și suprafețele dintre discurile (15) ale tirantului și peretele canalului, s-au poziționat în aceste zone, tampoane de cauciuc (11) cu rol de amortizare a vibrațiile rezultate în urma funcționării turbinei. Prin intermediul acestor tampoane de cauciuc, cu grosimea de 20 mm, se va putea realiza o fixare fermă a celor două profile verticale ce formează sistemul de ghidare.

Fig.5.9. Partea din dispozitivul de susținere și ghidare situată sub nivelul pardoselii, în canalul de evacuare a apei din turbină.

O fotografie prezentată în figura 5.9 ilustrează partea din dispozitivul de susținere și ghidare situată sub nivelul pardoselii, în canalul de evacuare a apei din turbină, dispozitive conexe care au fost prezentate în figurile 5.8. b și 5.8 c.

5.4.3. Sistemul de transmisie a mișcării de rotație de la axul rotorului la axul sistemului de încărcare

Transmiterea mișcării de rotație de la axul rotorului la axul sistemului de încărcare mecanică este realizat în două trepte.

Fig. 5.10. Prima treaptă de transmisie a mișcării de la axul turbinei la axul conducător.

În fig. 5.10 este prezentată prima treaptă de transmitere a mișcării de la axul turbinei la axul conducător, avînd raportul de transmisie i12=Z1/Z2=1,7142. Treapta este compusă din roată dințată Z1=48 dinți, roată dințată Z2=28 dinți, lanțuri Gall.

În figura 5.11 este prezentată a doua treaptă de transmitere a mișcării de la axul conducător la axul sistemului de încărcare și măsură, având raportul de transmisie i34=Z3/Z4=0,5833. Treaptă este compusă din roată dințată Z3=28 dinți, roată dințată Z4=48, lanțuri Gall.

Compunerea celor două sisteme conduce la raportul de transmisie de la axul turbinei la axul sistemului de încărcare și măsură, i14=1.

Fig. 5.11. A doua treaptă de transmisie a mișcării de la axul conducător la axul sistemului de încărcare și măsură

5.4.4. Sistem de încărcare mecanică

Implementarea sistemului de încărcare mecanică și măsură a momentului și turației turbinei a implicat elaborarea și realizarea unui sistem de dispozitive conexe amplasate deasupra injectorului turbinei.

Sistemul de încărcare mecanică este prezentat în figura 5.12. Rolul acestui dispozitiv conex este de a varia turația turbinei de la valoarea maximă, corespunzatoare turației de ambalare, până la oprirea completă și pentru a permite culegerea de date necesare trasării caracteristicii turbinei.

Fig.5.12. Sistem de încărcare mecanică.

Sistemul este compus din: tambur (1), platou fix de susținere a saboților de frână (2), cablu de frânare /toron (3), corpul fix al dispozitivului de întindere a cablului de frânare (4), piesa mobila de tensionare a cablui de frânare (5). Sarcina de încărcare produsă de frâna mecanică se transmite prin lagăre (6) și cuplaje elastice (7), către roata dințată (8) și lanțul Gall (9), ce fac parte din sistemul de transmitere a mișcării de rotație de la axul turbinei la axul sistemului de încărcare mecanică.

Rolul sistemul de frânare este de a aplica o forță controlată pe axul sistemului de încărcare mecanică, pe care este amplasat și un traductor de moment. Analizând mai multe sisteme de frânare s-a ajuns la concluzia că cea mai eficientă și sigură soluție este utilizarea unei frâne cu tambur prevazută cu saboți interiori, similară celor existente la autovehiculele rutiere (Popescu, Popescu, & Ciobanu, 2015). Frâna cu tambur și saboți interiori are în componență, pe lânga sistemul hidraulic de acționare, un sistem de comandă mecanică care poate fi acționat manual, metodă utilizabilă pentru încărcarea controlabilă a turbinei.

Părțile componente ale frânei implementate în dispozitivul conex de încărcare mecanică, sunt prezentate în figura 5.13.

Fig. 5.13. Tambur de frână echipat cu saboți.

Pentru acționarea progresivă a sistemului de frânare a fost proiectat un dispozitiv de tensionare a cablului de frânare (toron), prezentat în figura 5.14. Tensionarea cablului are loc în urma rotirii șurubului străpuns (3) în piulița suport (4). Pentru a se împiedica rotirea cablului (1) odată cu șurubul (3) a fost montat un rulment axial (2) la extremitatea șurubului.

În timpul experimentelor, frâna mecano-hidraulică se acționează progresiv prin șurubul care tensionează cablul (toronul), ce presează saboții pe circumferința interioară a tamburului. Frânarea progresivă determină stabilizarea vitezei de rotație a picoturbinei la turații constante. Aplicând această metodă se poate varia turația picoturbinei pe întreaga plajă de funcționare, de la turația de ambalare până la oprirea completă. După stabilizarea turației se pot prelua datele experimentale necesare trasării caracteristicilor turbinei; turația (în rpm) și cuplu (Nxm).

Fig.5.14 Dispozitiv de tensionare a cablului de frânare (toron).

Sistemul de măsură a momentului cu ajutorul unui traductor de moment este descris în subcapitolul 5.5. Sistem de monitorizare și măsură a parametrilor turbinei.

5.4.5. Sistem de încărcare electrică

Standul experimental destinat testării picoturbinelor de cădere mică, situat în laboratorul de MFMAHP din Universitatea Tehnică Gheorghe Asachi Iași, a fost conceput cu două sisteme de încărcare, unul electric și unul mecanic. Sistemul de încărcare electric are avantajul că simulează condițiile de lucru într-o instalație reală, atunci când o picoturbină este conectată la un generator electric cu magneți permanenți.

În continuare se prezintă rezultatele unui studiu, care compară avantajele și dezavantajele celor două tipuri de sisteme de încărcare (Popescu, Popescu, & Ciobanu, 2015).

Sistemul de încărcare electric a picoturbinelor din laboratorul MFMAHP se bazează pe un generator cu magneți permanenți, de putere electrică 1 kW, care produce energie electrică cu tensiunea de U=230 V, la o turație n=1000 rpm.

Transmiterea mișcării de rotație de la axul turbinei la axul generatorului se face în două trepte. Prima treaptă este cu raport de transmisie i1=Z1/Z2=48/28=1,7142 ; a doua treaptă, de transmitere a mișcării de la axul conducător la axul generatorului, are un raport de transmisie i7=Z3/Z11=48/14=3,428. Raportul total de transmisie rezultat este i17=1,7142×3,4285=5,8771 . Turația turbinei a fost multiplicată de aproximativ 5,9 ori pentru a se ajunge la o turație apropiată de turația nominală de funcționare a generatorului.

Pentru culegere de date, consumatorii electrici racordați la generator trebuie să poată prelua o putere electrică variabilă. În acest scop, s-au instalat 16 becuri cu incandescență, cu o putere nominală de 60W fiecare (960 kW). În figura 5.15 este prezentat sistemul de încărcare electrică cu becuri, fotografiat în timpul experimentelor desfășurate în laboratorul MFMAHP.

În situația în care turbina funcționează fără sarcină sau când sarcina electrică aplicată este foarte mică, există pericolul ca turbina să atingă turația de ambalare. Se poate considera că turația de ambalare se atinge la 175% din turația nominală a generatorului (Godoy & Farret, 2015). Pentru a evită arderea becurilor datorată ambalării, încărcarea electrică trebuie să se efectueaze progresiv, plecând de la o încărcare minimă de 240 kW. Restricția elimină posibilitatea de a colecta date experimentale la turații mari.

O situație la fel de dificilă se remarcă și atunci când se dorește colectarea de date la turații foarte mici sau atunci când interesează măsurarea momentului cu turbina oprită, deoarece este dificil să se obțină încărcarea adecvată pentru diferite debite.

Fig. 5.15. Sistem de încărcare electrică cu becuri cu incandescență.

Fig.5.16. Curbe de putere și randament bazate pe date culese cu sistemul de încărcare electrică. (Popescu, Popescu, & Ciobanu, 2015).

În figura 5.16 se prezintă curbe de putere și randament ale unei picoturbine, pentru care s-a utilizat în timpul experimentelor sistemul de încărcare electrică descris anterior.

Comparația între testele efectuate cu încărcare electrică și cele efectuate cu încărcare mecanică au reliefat următoarele:

în cazul încărcării electrice apare un moment de rezistență remanent produs de generatorul cu magneți permanenți, fenomen care nu se manifestă la încărcarea mecanică;

variația progresivă a încărcării este dificil de realizat cu sistemul de încărcare electrică, deoarece nu există posibilitatea de a colecta date la turație nulă, în domeniul turațiilor mici și la turații mari apropiate de turația de ambalare;

în cazul încărcării electrice, deoarece domeniul de variație a turației este limitat, graficele conțin numai curbe cu pantă descendentă și în consecință nu se poate determina zona de randament și putere maximă, necesară pentru a defini parametrii nominali ai picoturbinei.

În concluzie, pentru trasarea cât mai corectă a caracteristicilor picoturbinilor se recomandă sistemul cu încărcare mecanică, care permite colectarea datelor experimentale pentru un domeniu extins.

5.4.6. Sistem de distribuție a apei către rotorul picoturbinei

Sistemul de distribuție a apei către rotorul picoturbinei este compus din două stăvilare ce pot fi acționate în plan vertical și un deflector care se poate roti în jurul unei articulații.

Așa cum se poate remarca în figura 5.17, prin ridicarea stăvilarului 1 este permisă trecerea apei către 2/3 din lungimea rotorului, iar prin ridicarea stăvilarului 2 este permisă trecerea apei către 1/3 din lungimea rotorului. Culisarea în plan vertical a celor două stăvilare este ghidată lateral.

Fig. 5.17. Alimentarea cu apă pe 1/3 din lungimea rotorului.

Fig. 5.18. Alimentarea cu apă pe 2/3 din lungimea rotorului.

Modificarea poziției deflectorului se efectuează prin rotirea în jurul articulației. Atunci când deflectorul este fixat într-o poziție paralelă cu axul canalului hidraulic, picoturbina este alimentată pe întreaga lungime. Extremitatea liberă a deflectorului poate atinge în poziția complet deschis peretele canalului hidraulic, permițând apei să se îndrepte spre 1/3 sau 2/3 din lungimea rotorului, fără turbioanele care s-ar fi produs în zona din vecinătatea stăvilarului coborât.

Fig. 5.19. Alimentarea cu apă pe toată lungimea rotorului.

Fig. 5.20. Curgerea apei în canal cu deflectorul într-o poziție paralelă cu axul canalului.

5

______________________________

CONSTRUIREA PICOTURBINEI CU DUBLU FLUX DE CĂDERE MICĂ

6.1.1. Rotor

Picoturbina descrisă în continuare a fost proiectată pentru o cădere H=1 m și o putere nominală P=1,5kW. Este o turbină cu dublu flux de cădere mai joasă decât turbinele transversale comercializate de Ossberger (Ossberger, 2017) și Cink (Cink Hydro Energy, 2017), a căror domeniu de funcționare este de peste 2 m.

Proiectarea s-a efectuat plecând de la recomandările formulate de M. Bărglazan pe baza teoriei turbomașinilor (Bărglăzan M. , 2001).

Turația specifică definită prin ecuația 2.1. are o valoare cuprinsă în intervalul 50-150 și poate fi definită și cu formula

(6.1)

unde n este turația exprimată în rpm, P este puterea exprimată în CP.

Deoarece turația specifică este invers proporțională cu sarcina se alege valoarea ns=150, care în cazul studiat corespunde la o turație n=105,04 rpm.

O altă mărime importantă este turația dublu unitară

, (6.2)

unde D1 este diametrul exterior al rotorului. Turația dublu unitară optimă este 40 rpm. Aplicând această ipoteză, rezultă din ecuația (6.2) că diametrul exterior optim este D1=0,3809 m. Din motive de realizare facilă se adoptă valoarea D1=0,382 m, care corespunde la valoarea turației dublu unitare n11=40,11 rpm și nu reprezintă o abatere semnificativă de la valoarea recomandată.

În continuare se calculează valoarea diametrului interior D2. Majoritatea studiilor asupra turbielor Banki-Mitchell recomandă ca raportul diametrelor exterior/interior să fie 0,66 (Merryfield & Mockmore, 1949), (Chattha, Khan, Iftekhar, & Shahid, 2014). Pentru această valoare se obține diametrul interior D2=0,252 m.

Pentru dimensiunile constructive și condițiile specificate anterior, randamentul calculat cu formula Banki este:

. (6.3)

Se obține valoarea η ≈ 0,625 . Debitul nominal se determină cu formula

, (6.4)

unde PkW este puterea exprimată în kW și se obține debitul Q≈0,245 m3/s .

Khosrowpanah et al. (Khosrowpanah, Fiuzat, & Albertson, 1988) au efectuat studii pentru a identifica o metodă de determinare a numărului optim de palete, însă nu s-a putut formula o concluzie clară privind această problemă.

De altfel, în lucrarea "Parametric evaluation of cross-flow turbine performance", elaborată de către Desay și Aziz (Desai & Aziz, 1994) se afirmă că nu există o opinie general valabilă privind numărul de palete optim, majoritatea cercetătorilor preferând un număr de 15-30 palete, pentru construirea unei turbine Banki-Mitchell. Un număr de palete mai mic poate conduce la pulsații, iar un număr mai mare crește energia pierdută prin frecare. Studiul efectuat de acești cercetători asupra a 27 de tipuri de rotori cu dublu flux, recomandă un număr de 25 palete pentru a se obține un randament bun.

În acest capitol s-a construit un prototip cu Z=24 palete, astfel încât unghiul dintre palete să fie de 15°, o valoare ușor de măsurat în procesul de construire a rotorului.

Unghiul vitezei absolute la intrarea în rotor este α1= 16°, pentru a fi același cu unghiul recomandat de Mockmore and Merryfield în lucrarea cea mai cunoscută din domeniu, cu titlul "The Banki water turbine" (Merryfield & Mockmore, 1949).

Viteza absolută la intrarea în rotor este

, (6.5)

unde coeficientul vitezei absolute la intrarea în rotor este kv1, având o valoare în domeniul 0,96…0,98. S-a adoptat valoarea kv1 = 0,98 și a rezultat v1 = 4,341 m/s. Din ecuația

, (6.6)

rezultă viteza medie la intrarea în rotor vm1 = 1,197 m/s.

Unghiul paletei la intrarea în rotor este dat de relația

, (6.7)

unde u1 este viteza tangențială ,

. (6.8)

Fig. 6.1. Rotorul picoturbinei Banki-Mitchell.

Pentru turația specifică aleasă , viteza tangențială este u1 = 2,101 m/s și rezultă β1 ≈ 30°. În interiorul rotorului unghiul de ieșire din paletă este β2 = 90°, în conformitatea cu lucrarea elaborată de Mockmore and Merryfield (1949).

În concluzie, s-a realizat o picoturbină Banki-Mitchell cu următoarele dimensiuni constructive :

Diametru exterior disc rotoric D0=0,397 m

Diametru exterior rotor D1=0,382 m

Diametru interior rotor D2=0,252 m

Raport diametre D2/D1=0,66

Diametru ax rotor d=0,040 m

Lățime activă rotor Br=0,462 m

Lățime interioară activă injector Bi= 0,447 m

Unghi de intrare în paletă 1=300 (1=160)

Unghi de ieșire din paletă  2=900

Unghi la centru al paletelor =78,770

Număr de palete: 24 .

Figura 6. 1 prezintă rotorul obținut, construit cu palete arc de cerc.

6.2. Realizarea prototipului experimental

În fig. 6.8 se prezintă rotorul picoturbinei transversale. Palatele rotorice de formă arc de cerc construite din țeavă de plastic cu grosimea de 1,6 mm, sunt prinse pe patru discuri metalice fixate rigid pe un ax, astfel încât canalele în care intră paletele să fie coliniare. Distanța între discurile de susținere este aceeași, în conformitate cu figura 6.1. Astfel rotorul este divizat în trei părți egale, putând fi testat la 1/3, 2/3 sau 3/3 din lungimea rotorului. În figurile 6.8 este prezentat rotorul construit în cadrul proiectului PICOTURB, iar în figurile 6.9. se prezintă injectorul realizat din tablă de oțel.

a. Discurile de susținere a paletelor b. Rotorul cu palete montate în discuri

Fig. 6.8. Rotorul picoturbinei de cădere mică

Fig.6.9. Ansamblul injector-turbină

5

______________________________

STUDII EXPERIMENTALE ȘI ANALIZA CFD

PRIVIND TURBINA CU DUBLU FLUX DESTINATĂ FUNCȚIONĂRII LA CĂDERE MICĂ

6.3. Testarea prototipului experimental

Imediat după publicarea brevetului de invenție elaborat de D. Banki (Banki, Water turbine, 1922), au fost efectuate studii experimentale asupra turbinelor transversale de către cercetători preocupați de identificarea unor soluții constructive cât mai eficiente.

În domeniul căderilor mici și foarte mici se remarcă o serie de studii. Mockmore și Merryfield au testat turbine Banki la căderi H=2,74…5,49 m și au obținut un randament maxim de 68% pentru H=4,88 m (Merryfield & Mockmore, 1949), iar experimentele efectuate de Durgin și Fay au relevat un randament maxim de 61% (Durgin & Fay, 1984). În domeniul căderilor foarte mici H=1…2,6 m, testele efectuate de Van Dixhorn (Van Dixhorn, 1984), au condus la obținerea de randamente maxime care se situează în domeniul 60…70%.

Aziz N.M. și Desai V.R. au efectuat experimente asupra a 27 de turbine transversale în cadrul Laboratorului de Hidraulică de la Universitatea Clemson (Aziz & Desai, 1991). S-au obținut randamente maxime, situate în intervalul 47…76%, în funcție de numărul de palete ales, raportul dintre diametrul interior și cel exterior, unghiul de atac. Aceeași echipă de cercetători a investigat trei ani mai târziu, alte 39 de variante constructive și au obținut randamente de peste 80%, în anumite cazuri (Aziz & Desai, An experimental investigation of cross-flow turbine efficiency, 1994).

Cercetări efectuate de Olgan H. asupra a 4 variante constructive de turbine transversale au evidențiat randamente care pot atinge valoarea de 72%, la sarcină H=8m (Olgun, 1998). Într-un studiu experimental efectuat la Norwegian University of Science and Technology, Walseth a obținut pentru o turbină cu ax orizontal, randamente maxime de aprox. 75%, la o cădere H=5m (Walseth, 2009).

Studiile experimentale sunt dublate în ultimii ani de simulări numerice, care confirmă randamentele relativ scăzute, ale turbinei transversale atunci când lucrează la căderi mici. De exemplu, Andrade et al., au investigat prin simulări numerice și teste pe stand, un rotor de turbină Banki ce funcționează la sarcina H=35m, și au obținut un randament maxim de doar 75% (Andrade, Curiel C., Kenyery F., & Aguillon, 2011). Literatura de specialitate menționează și cazuri în care s-au obținut randamente de 90%, dar tipurile de turbine investigate lucrează la căderi medii și mari, H=40…200 m și nu se încadează în acest studiu.

Fig.6.10. Pozițiile rotorului: Y1=0,6 m; Y2=0,9 m; Y3=1,2 m.

În cadrul proiectului PICOTURB s-a efectuat în laboratorul MFMAHP al Universității Tehnice Gheorghe Asachi din Iași, testarea prototipului experimental de picoturbină pentru căderi mici prezentat în subcapitolul anterior 6.2 .

Încercările au fost efectuate pe standul experimental descris în subcapitolul 5.Stand pentru testarea picoturbinei transversale.

Utilizând sistemul de ridicare-coborâre turbină, descris în subcapitolul 5.4.1.Sistem de ridicare-coborâre a turbinei cu ajutorul scripeților, a fost posibilă efectuarea de studii experimentale la diverse sarcini, pentru 3 poziții ale rotorului: Y1=0,6 m; Y2=0,9 m; Y3=1,2 m, unde Y1, Y2, și Y3 reprezintă distanța măsurată de la fundul canalului hidraulic la axul turbinei (Fig.6.10). Modificarea poziției rotorului a permis efectuarea de experimente pentru un domeniu extins de sarcini H=0,58…1,8 m. . Sarcina, reprezentând distanța dintre nivelul liber al apei din injector și axul turbinei, s-a măsurat cu ajutorul traductorului de nivel NIVOCAP CBR-215-4 prezentat în subcapitolul 5.5., figura 5.23.Pentru variația turației s-a utilizat sistemul de încărcare mecanică descris în subcapitolul 5.4.4., ce permite și măsurarea cuplului prin intermediul traductorului de moment AEP Type RT2.

Randamentul turbinei a fost calculat cu relația,

[-] (6.9)

unde M este cuplul, este viteza unghiulară, Q debitul, H sarcina, densitatea, g accelerația gravitațională. Viteza unghiulară se determină cu relația (6.10),

[rad/s] (6.10)

unde n este turația.

Rezultatele sunt prezentate în figura 6.11. pentru Y1=0,6 m; figura 6.12 pentru Y2=0,9 m și în figura 6.13 pentru Y3=1,2 m. Graficele reprezintă variația randamentului în raport cu turația dublu unitară (turația unei turbine cu diametrul D=1 m, lucrând la sarcina de H=1 m).

Curbele prezentate în figurile 6.11, 6.12, 6.13 au fost construite utilizând polinoame de ordinul 3, pentru aproximare. Valorile coeficientului de determinare sunt prezentate în tabelul 6.1.

Fig.6.11. Rezultate experimentale obținute la Y1=0.6 m.

Fig.6.12. Rezultate experimentale obținute la Y2=0.9 m.

Fig. 6.13. Rezultate experimentale obținute la Y3=1.2 m.

Table 6.1. R2 – Coeficient de determinare

Din figura 6.11 se observă că la Y1 = 0,6 m, se obțin randamente peste 40% indiferent de valoarea debitului pentru viteze dublu unitare în intervalul n11 = 30…65 rot/min, calculate pentru turații în domeniul n=80…125 rot/min. Din aceleași grafic se observă că la această sarcină extrem de mică, randamentul maxim se obține la n11=43 rot/min.

Pentru Y2=0,9 m (Fig. 6.12), se obțin randamente de peste 40% pentru viteze dublu unitare n11= 25…65 rot/min, calculate la turația n = 100…150 rot/min. La Y3=1,2 m (Fig. 6.13), cel mai mare randament se obține la turații dublu unitare n11 = 25…55 rot/min, care corespund la n=100…150 rot/min (Popescu et al., 2017).

Cel mai important grafic, topograma prezentată în figura 6.14, sumează rezultatele experimentale obținute în cele 3 grafice anterioare și ilustrează curbele de randament constant, în coordonatele Q11–n11.

Fig. 6.14. Caracteristica universală a picoturbinei de cădere mică.

Figura 6.14 arată că picoturbina testată poate atinge randamente de 55% sau mai mari în tot domeniul debitelor unitare.

Rezultatele prezentate în acest subcapitol 6.3. și în următoarele subcapitole, 6.4, 6.5 și 6.6 fac parte din lucrarea cu titlul ”Experimental investigation and computational fluid dyamics (CFD) analysis of an eco-friendly turbine”, elaborată de Daniela Popescu, Constantin Popescu, Andrei Dragomirescu, Mircea Bărglăzan și publicată în Environmental Engineering & Management Journal (EEMJ), Vol. 16 Issue 4, pp. 979-988, (Popescu et al., 2017).

6.4. Analiza rezultatelor experimentale

Testele derulate la debite mici au fost efectuate utilizând 1/3 din rotor, cele derulate la debite medii utilizând 2/3 din rotor și la debite mari utilizând întreaga lungime a rotorului.

Randamentul maxim ηmax împreună cu turația la care a fost obținut sunt este prezentate în tabelul 6.2, pentru fiecare caz analizat. Când apa traversează o treime din lungimea rotorului randamentul maxim variază în intervalul max=51,5…65,5% (L=33%). Randamentul maxim variază în intervalul max=58,5…65,3% când apa traversează două din cele trei secțiuni (L=66%) și în intervalul max=58,7 …65,9%, când apa străbate întreaga lungime a rotorului (L=100%).

Tabel 6.2. Randamentul maxim obținut în timpul experimentelor

Rezultatele experimentale au fost comparate cu valorile randamentului maxim, calculat prin metode teoretice.

O formulă uzuală de calcul a randamentului maxim, recomandată de IEC este formula lui Hutton (Turton, 1984),

, (6.12)

unde m se referă la model și r se referă la prototip sau alt model. Criteriul Reynolds pentru turbomașini poate fi calculat cu ecuația (6.13):

. (6.13)

Diametrul turbinei este D= 0,382 m și rezultă:

. (6.14)

În cazul Hm = 1,2 m și ηm = 58,7 %, rezultă numărul Reynolds pentru model Rem = 1853546. Aplicând teoria lui Hutton pentru căderea Hr = 0,9 m, randamentul maxim posibil a fi obținut este ηr = 57,85 % . Pentru căderea Hr = 0,6 m randamentul maxim este ηr = 56,62 %.

Randamentul maxim poate fi calculat și cu formula lui Banki

, (6.15)

sau cu formula Sonnek

, (6.16)

unde randamentul turbinei depinde de randamentul hidraulic, randamentul volumic și cel mecanic,

turb h·v·m. (6.17)

Randamentul maxim calculat cu formule teoretice pentru L=100% este prezentat în tabelul 6.3.

Tabel 6.3. Randamentul maxim calculat cu metode teoretice

Se observă că, deși din punct de vedere teoretic randamentul maxim crește cu sarcina, se pot obține randamente bune și la căderi mici, printr-o proiectare corespunzătoare a turbinei.

Bibliografie

24 Volt. (2017). Zuppinger. Preluat de pe http://24volt.eu/vatten_zuppinger.php

6001/1999, I. (1999). Field acceptance tests to determine the hydraulic performance of hydraulic turbines, storage pumps and pump-turbines.

Ahmadi, A., & Pedrasa, A. (2012). Optimal design of hybrid renewable energy system for electrification of isolated grids. TENCON 2012-IEEE Region 10 Conference,. Cebu, Philippines: TENCON 2012.

Andrade, J., Curiel C., C., Aguillon, O., Vasquez, A., Asuaje, M., & Kenyery, F. (2011). Numerical Investigation of the Internal Flow in a Banki Turbine. International Journal of Rotaring Machinery , art ID 841214.

Anton, I. (1979). Turbine hidraulice. Timișoara: Editura Facla.

Aziz, N., & Desai, V. (1994). An experimental investigation of cross-flow turbine efficiency. Journal of Fluids Engineering, vol. 116 , 545-550.

Aziz, N., & Desai, V. (1991). An Experimental Study of the Effect of Some Design Parameters in Cross Flow Turbine Efficiency, Engineering report. Departmnent of Civil Engineering, Clemson University.

Banki, D. (1922). Brevet nr. US1436933. US.

Banki, D. (1925). Brevet nr. US1548341. US.

Bărglăzan, A., Anton, I., Anton, V., & Preda, I. (1959). Încercările mașinilor hidraulice și pneumatice. București: Editura tehnică.

Bărglăzan, M. (2005). About design optimization of cross-flow hydraulic turbines. Sci. Bull. „Politehnica” University of Timișoara, Trans on Mechanics Tom 50 (64) Fasc.2 2 .

Bărglăzan, M. (2001). Turbine hidraulice și transmisii hidrodinamice. Timișoara, România: Editura Politehnica.

Chattha, J., Khan, M., Iftekhar, H., & Shahid, S. (2014). Standardization of Cross Flow Turbine Design for Typical Micro-Hydro Site Conditions in Pakistan. ASME 2014 Power Conference (p. paper V002T09A006). Baltimore, Maryland, US: ASME.

Cink Hydro Energy. (2017). Products. Pelton turbine. Preluat de pe http://cink-hydro-energy.com/ro/turbina-pelton/

Ciobanu, B. (20-22 Octombrie 2016). Numerical Simulations of Flow Through a Low Head Cross – Flow Hydro – Turbine Nozzle. 2016 International Conference and Exposition on Electric and Power Engineering. Iași: IEEE Proceedings EPE2016.

Ciobanu, B. (2008). Turbomașini hidraulice – îndrumar de aplicații. Iași: Rotaprint.

Commission of the European Communities. (2008, November 13). Communication from the Commission. Energy efficiency: delivering the 20% target. Preluat de pe http://eur-lex.europa.eu/LexUriServ/LexUriServ.do?uri=COM:2008:0772:FIN:EN:PDF

Dadu, A., & Ghergu, C. (2012). Centrale hidroelectrice cu puteri instalate<4MW puse în funcțiune înainte de 1960. Revista Energetica nr.10 , 402-405.

Desai, V., & Aziz, N. (1994). An experimental investigation of cross-flow turbine efficiency. Journal of Fluids Engineering, vol. 116 , 545-550.

Desai, V., & Aziz, N. (1994). Parametric evaluation of cross-flow turbine performance. Journal of energy engineering, 120 , 17-34.

Desbiens, E. (1996). Chelsea power station performance tests. IGHEM. Montreal.

Durgin, W., & Fay, W. (1984). Some fluid flow characteristics of a cross flow type hydraulic turbine. ASME Winter Annual Meeting, Small Hydro Power Machinery, 1984, (pg. 73-83). New Orleans, LA.

Elbatran, A., Yaakob, O., Ahmed, Y., Shabara, & Shabara, H. (2015). Operation, performance and economic analysis of low head micro-hydropower turbines for rural and remote areas: a review. Renewable and Sustainable Energy Reviews , 40-50.

Erdmannsdoerfer, H. (2001). Barrages – Small HydropowerStations. ICOLD- Annual Meeting. Dresden.

Exarhu, M. (2006). Elemente privind hidrodinamica turbinei Banki. A patra conferință a hidroenergeticenilor din România, (p. S3L6). București.

Fiuzat, A., & Akerkar, B. (1991). Power outputs of two stages of cross-flow turbine. Journal of Energy Engineering, vol. 117, no. 2 , 57-70.

Franjiè, K. (1994). Some characteristic comparing details of various crossflow radial mini-hydro turbines. Magazine „HRVATSKE VODE“, 2 (1994) 5 , pg. 354-359.

Georgescu, A., & Georgescu, S. (2007). Hidraulica rețelelor de conducte și mașinilor hidraulice. București: Editura Printech.

Gilkes. (2017). Gilkes Turgo Impulse Hydro Turbine. Preluat de pe http://www.gilkes.com/user_uploads/turgo%20paper2.pdf

Godoy, S., & Farret, F. (2015). Modeling and Analysis with Induction Generators. Boca/Raton/London/New York: CRC Press Taylor and Francis Group.

Hecong. (2014). Microhydro Francis turbine. Preluat de pe http://www.nnjxhc.com/product/show_product.php?id=34

Hoța, I., Bejan, I., Zincescu, G., Dorn, W., & Mortoiu, M. Microhidroagregate compacte în gama 10 ÷ 100 kW dezvoltate de U.C.M. Reșița. A Patra Conferință a Hidroenergeticienilor din România, Dorin Pavel.

Ho-Yan, B., & Lubitz, D. (2011). Performance evaluation of cross-flow turbine for low head application. World Renewable Energy Congress 2011, (pg. 1394-1399). Linkoping, Sweden.

HS Dynamic Energy. (2017). Hydro turbine 5 kW-100 kW. Preluat de pe http://www.hs-dynamics.com/?p=7&a=view&r=5#.WZREN1FLfIU

Hyde, B. (2017, 08 2). Reverse Archimedes Screw Turbine. Preluat de pe http://enthusiasm.cozy.org/archives/2013/05/reverse-archimedes-screw-turbine

Hydrohorm. (2014). Preluat de pe http://www.hydrosolarenergy.gr/page3.php

Hydromatch Consulting. (2014). Turbines. Preluat de pe http://www.hydromatch-consulting.co.uk/2014/06/10/hydropet/

INE. (1986). Estandarización de turbinas Tipo Michell-Banki. Quito: Instituto Nacional de Energía.

IRENA. (2016). Costs. Hydropower. Retrieved August 1, 2017, from http://costing.irena.org/charts/hydropower.aspx

IRENA. (2016). ReMap: Roadmap for Renewable Energy Future. Abu Dhabi: International Renewable Energy Agency.

IRENA. (2017). Renewable Energy Statistics 2017. Abu Dhabi: International Renewable Energy Agency.

Khosrowpanah, S., Fiuzat, A., & Albertson, M. (1988). Experimental Study of Cross Flow Turbine. Journal of Hydraulic Engineering, vol.114, No. 3 , 299-314.

Merryfield, F., & Mockmore, C. A. (1949). The Banki Turbine. Oregan, US: Bulletin Series no.25.

Meshram, G., Agnihotri, G., & Gupta, S. (2014). Advanced photovoltaic/hydro hybrid renewable energy system for remote areas. JRSE , 013140.

Micro hydro power. (2017). Micro-Hydro-Power-Propeller-Turbine-Arial-ZD1.8-0.3DCT4-Z. Preluat de pe http://www.micro-hydro-power.com/Micro-Hydro-Power-Propeller-Turbine-Arial-ZD1.8-0.3DCT4-Z.htm

Micro-hydro power. (2014). Product showroom. Preluat de pe Site-ul Micro-hydro-power.com.Micro-Hydro-Turbine-Power-Dual-Nozzle-XJ30-15SCTF4_6-Z. http://www.micro-hydro-power.com/Micro-Hydro-Turbine-Power-Dual-Nozzle-XJ30-15SCTF4_6-Z.htm

Mockmore, C., & Merrryfield, F. (1949). The Banki water turbine. Engineering Experiment Station , 5-30.

Moldoveanu, A., & Popescu, D. (2017). Assessment of small hydropower potential by software. Case study. IMANEE&E2017, MATEC Web of Conferences, Vol. 112 (p. 10009). Iași: EDP Sciences.

Murgescu, B., Cazan, M., & Maier, V. (2012). Istoria energiei în România. București: Editura Noi Media Print, Bucureșt.

New, D. (2004, October/November). Intro to hydropower. System overview. Home power magazine, nr. 103 , pg. 14-20.

Olgun, H. (1998). Investigation of the Performance of a Cross Flow Turbine,. International Journal of Energy Research, vol.22 , 953-964.

Oprina, G., Nedelcu, A., Nicolae, S., Popescu, M., & Mihaescu, M. (2012). Micro-hidrocentrale cu puteri ≤ 100kW. Revista Energetica nr.10 , 412-416.

Ossberger. (2017). Ossberger turbine. Preluat de pe http://www.ossberger.de/cms/pt/hydro/ossberger-turbine/

Ossberger. (2017). Photos Ossberger. Preluat de pe http://www.ossberger.de/cms/en/hydro/the-ossberger-turbine-for-asynchronous-and-synchronous-water-plants/photos-of-water-turbines/?tx_gooffotoboek_pi1%5Bfid%5D=16&cHash=8c9cb177a14ea90128b0a4d384979855

Ossberger, F. (1922). Brevet nr. 361593. Germany.

Ossberger, K. (1986). Brevet nr. 4579506. US.

Paish, O. (2002). Small hydro power: technology and current status. Renewable and Sustainable Energy Reviews, , 537–556.

Parlamentul Europei și Consiliul Uniunii Europene. (2009, 06 5). Directiva 2009/28/CE a Parlamentului European și a Consiliului din 23 Aprilie 2009, privind promovarea, utilizarea energiei din resurse regenerabile, de modificare și ulterior de abrogare a Directivelor 2001/77/CE și 2003/30/CE. Jurnalul Oficial L140 , p. 16.

Perez, E., Carrocci, L., Filho, P., & Luna, C. (2007). Metodologia de Diseno Hidraulico y Mecanico de una Turbina Michell-Banki. 8 Congresso Iberoamericano de Ingineria Mecanica. Cusco, Peru.

Popescu, C. (2013). Design and Manufacturing of a Low Head Banki Turbine. In. Applied Mechanics and Materials (Vol. 371). Trans Tech Publications. , 672-676.

Popescu, C., Popescu, D., & Ciobanu, B. (2015). Mechanical Loading System for Tests on Cross Flow Turbines. Applied Mechanics and Materials Vols. 809-810 , 664-669.

Popescu, D., & Popescu, C. (9-12 September 2015). An experimental study on the performance of a very low cross flow turbine. 8th International Conference on Environmental Engineering and Management. Iași, România: ICEEM, abstract book.

Popescu, D., & Popescu, C. (2014). Experimental stand for tests on low head cross flow turbines. Buletinul Institutului Politehnic Iași, Secșiunea Construcții de Mașini, tomul LX (LXIV), Fasc.3, 2014 .

Popescu, D., Dragomirescu, A., Popescu, C., Schiaua, M., Ciobanu, B., Drosescu, R., și alții. (2014). Turbine hidraulice transversale pentru picosisteme bazate pe energii regenerabile, Cod proiect PN-II-PT-PCCA-2013-4-1901, nr. 45/1.07.2014. Preluat de pe http://www.picoturb.tuiasi.ro/

Popescu, D., Popescu, C., & Bărglăzan, M. (22-23 October 2015). An experimental study on an ultra low low head cross flow turbine installed at the end of an open channel. 7th International Conference on Energy and Environmental. Iași: CIEM 2015.

Popescu, D., Popescu, C., Dragomirescu, A., & Bărglăzan, M. (2017). Experimental investigation and computational fluid dyamics (CFD) analysis of an eco-friendly turbine. Environmental Engineering & Management Journal (EEMJ), Vol. 16 Issue 4 , 979-988.

PowerPal. (2017). PowerPal low head. Preluat de pe http://www.powerpal.com/lowhead.html

Renewable first. The hydro and wind company. (2017). Turgo turbines. Preluat de pe http://www.renewablesfirst.co.uk/hydropower/hydropower-learning-centre/pelton-and-turgo-turbines/

Sadrul, A., Islam M.Q, M., Hossain M. Z., K. M., Khan, M., & Uddin S.A, S. (2002). Appropriate Low Head Micro Hydro Systems for Bangladesh. Second International Conference on Electrical and Computer Engineering, ICECE 2002, (pg. 216-2018). Dhaka, Bangladesh.

Sagebien, A. (2017). Rue Sagebien. Preluat de pe https://fr.wikipedia.org/wiki/Alphonse_Sagebien

Sammartano, V., Aricò, C., Carravetta, A., Fecarotta, O., & Tucciarelli, T. (2013). Banki-Michell optimal design by computational fluid dynamics testing and hydrodynamic analysis. Energies 6 (5) , 2362-2385.

Sammartano, V., Aricò, C., Sinagra, M., & Tuciarrelli, T. (2014). Cross-flow turbine design for energy production and discharge regulation. Journal of Hydraulic Engineering 141 (3) , 04014083.

Sinagra, M., Sammartano, V., Aricò, A., & Collura, A. (2014). Cross-flow Turbine Design for Variable Operating Conditions. Procedia Engineering vol 70 , 1539-1548.

Small Hydro International Gateway. (2010). Innovative Technologies. 112-1 Vertical Micro Pelton Turbine. Preluat de pe http://www.small-hydro.com/Programs/Innovative-Technologies/112-1-Vertical-Micro-Pelton-Turbine.aspx

Son, S., Inagaki, M., Han, C., & Choi, Y. (2011). Effect of Inlet Nozzle Shape and Draft Tube on the Performance of Cross-Flow Turbine for Small Hydropower. The 11th Asian International Conference on Fluid Machinery and the 3rd Fluid Power technology Exhibition, (p. AICFM_TM_011). Madras, Chennai, India.

Sonnek, E. (1923). Theorie der Durchstromturbine. Berlin: Springer Verlag.

SR EN 60041:2003. (2003). Încercări de recepție efectuate pe mașină reală, pentru determinarea performanțelor hidraulice ale turbinelor hidraulice, pompelor de acumulare și turbinelor. ASRO.

STAS 7100/70. (1970). Turbine hidraulice. Terminologie, simbolizare, domeniu de utilizare.

STAS 8168/68. (1968). Turbine hidraulice. Încercări.

Stroiță, C. (2009). Identificarea dinamică a turbinelor cu dublu flux, Teză de doctorat. Timișoara: Universitatea Politehnica.

Tsalov, T. (2015). Overview of the Cross Flow Water Turbines [Обзор на двукратни водни турбини]. Technical University of Sofia, Department of Hydroaerodynamics and Hydraulic Machines, Sofia, Bulgaria.

Turton, R. (1984). Principles of Turbomachinery. Netherlands: Springer.

Ulku, A., & Olgun, H. (1998). The effect of inlet nozzle and runner geometry on the efficiency of radially loaded cross-flow turbines. Cairo International Symposium On Renewable Energy. El Cairo.

Universidad Nacional del Santa din Peru. (2017). Turbina de flujo transversal o Michell-Banki. http://biblioteca.uns.edu.pe/saladocentes/archivoz/curzoz/pch_michel_banki.pdf.

Uploaders, S. (2012). Water wheels. Houston, Texas: Rice University.

Vaarspeed Hydro. (2017). Pico Kaplan. Preluat de pe http://www.microhidro.ro/catalog_produse.html

Van Dixhorn, L. (1984). Experimental Determination of Blade Forces in a Cross-flow Turbine, PhD thesis. Virginia Polytechnic Institute and State University.

Walseth, E. (2009). Investigation of the Flow through the Runner of a Cross-Flow Turbine, PhD thesis. Norwegian University of Science and Technology.

Waterwheel factory. (2017). History. Preluat de pe http://www.waterwheelfactory.com/history.htm

Western Renewable Energy. (2017). Archimedean screw turbine. Preluat de pe http://www.westernrenew.co.uk/wre/hydro_basics/machines/archimedes_screw_turbines

Zhao, L., Kurokawa, J., Matsui, J., & Imamura, H. (2002). Proposal of variable speed system for microhydropower using cross-flow turbine. Proceedings of the Hydraulic Machinery And Systems 21st IAHR Symposium 2002. Lausanne.

Zhao, L., Kurokawa, J., Matsui, J., & Immanura, H. (2001). Application of low head cross flow turbine to micro-hydro power. Transactions of JSME , 3134-3139.