Rezumat Eugen Nastase

UNIVERSITATEA TEHNICĂ "GHEORGHE ASACHI" DIN IAŞI

Facultatea de Construcţii de Maşini şi Management Industrial Departamentul de Mecanica Fluidelor Maşini şi Acţionări

Hidraulice şi Pneumatice

Ing. Eugen-Vlad NĂSTASE

TEZĂ DE DOCTORAT (rezumat)

Cercetări teoretice și experimentale privind influenţa unor parametri constructivi şi hidraulici asupra performanţelor miniturbinelor hidraulice

Conducător ştiinţific, Prof. univ. dr. ing. Doru CĂLĂRAȘU

IAŞI, 2012

2

Mulţumiri Mulțumesc domnului profesor univ.dr. ing. Doru Călăraşu

pentru modul în care a coordonat activitatea mea, pentru sprijinul acordat la depăşirea dificultăţilor ivite de-a lungul pregătirii mele și pentru realizarea tezei de doctorat.

Mulţumesc domnului profesor univ.dr.ing. Gheorghe Nagîţ, decanul Facultăţii de „Construcţii de Maşini şi Management Industrial”, pentru susţinerea morală şi sprijinul acordat în perioada stagiului de doctorat.

Mulţumesc în mod deosebit domnului prof.univ.dr.ing. Mircea Bărglăzan de la Universitatea „Politehnica” din Timişoara şi de asemenea domnului profesor univ.dr.ing. Liviu Vaida de la Universitatea Tehnică din Cluj Napoca, pentru răbdarea cu care au analizat şi apreciat conţinutul tezei elaborate şi pentru recomandările profesionale pertinente. Țin de asemenea să adresez mulțumiri colectivului din Departamentul de Mecanica Fluidelor Maşini şi Acţionări Hidraulice şi Pneumatice, pentru sfaturile și aprecierile de care am beneficiat în perioada pregătirii și elaborării tezei.

Observații: Numerotarea capitolelor, figurilor, relațiilor matematice, tabelelor, precum și referințele bibliografice utilizate în rezumatul lucrării sunt cele corespunzătoare tezei de doctorat.

3

Cuprins: Introducere ................................................................................... 5

Capitolul 1 - STADIUL ACTUAL AL CERCETĂRILOR PRIVIND SISTEMELE DE CONVERSIE A ENERGIEI HIDRAULICE ........ 6

1.1 Surse regenerabile de energie ................................................. 6 1.2 Energia hidraulică ................................................................... 7 1.3. Principalele tipuri de turbine hidraulice și transformări

energetice ....................................................................................... 7 Concluzii.................................................................................. 15

1.4 Stabilirea intenţiilor de cercetare ale lucrării de doctorat ..... 16 Capitolul 2 - MODELAREA MATEMATICĂ A TURBINELOR HIDROCINETICE ........................................................................... 17

2.1 Formularea problemei .......................................................... 17 2.2. Prezentarea modelelor de calcul .......................................... 17

2.2.1 Modelul A ....................................................................... 17 2.2.2 Modelul B ....................................................................... 17 2.2.3 Modelul C ....................................................................... 17

2.3 Calculul rotorului miniturbinei cinetice ................................ 18 2.3.1 Evaluarea forţelor şi a momentului la axul miniturbinei 18 2.3.2 Calculul coeficientului de putere pentru un rotor ideal .. 20 2.3.3 Calculul coeficientului de putere pentru un rotor real .. 22 Concluzii: ................................................................................ 23

Capitolul 3- CONTRIBUŢII PRIVIND CALCULUL ŞI REALIZAREA MODELULUI DEMONSTRATIV DE MINITURBINĂ CINETICĂ ........................................................... 24

3.1. Contribuţii privind calculul miniturbinei cinetice ............. 24 3.2 Contribuţii privind realizarea modelului demonstrativ de

miniturbină cinetică ..................................................................... 30 Concluzii: ................................................................................ 33

4

Capitolul 4 - ANALIZA INFLUENŢEI UNOR PARAMETRI HIDRAULICI ŞI CONSTRUCTIVI ASUPRA PERFORMANŢELOR TURBINELOR CINETICE ....................... 34

4.1 Analiza influenţei variaţiei de viteză cu adâncimea asupra performanţelor miniturbinelor cinetice ........................................ 34 4.2 Analiza influenţei unor parametri constructivi asupra

performanţelor turbinelor cinetice ............................................... 36 4.2.1 Influenţa variaţiei corzii asupra performanţelor miniturbinei cinetice ................................................................ 36 4.2.2 Influenţa numărului de pale ............................................ 37

Concluzii: ................................................................................... 40 Capitolul 5 - CERCETĂRI EXPERIMENTALE ASUPRA PERFORMANȚELOR MINITURBINELOR CINETICE .............. 41

5.1 Cercetări privind performanţele miniturbinelor cinetice, realizate prin simulări numerice .................................................. 41

5.1.1 Formularea problemei ..................................................... 41 5.1.2 Modelul de simulare a miniturbinei cinetice şi rezultate obţinute .................................................................................... 42

5.2 Cercetări privind performanţele miniturbinelor cinetice, realizate prin încercări experimentale .......................................... 48

5.2.1 Introducere ...................................................................... 48 5.2.2 Prezentarea standului experimental ................................ 48 Concluzii: ................................................................................ 56

Capitolul 6 - CONCLUZII FINALE, CONTRIBUȚII ȘI PERSPECTIVE DE CONTINUARE A CERCETĂRILOR ............ 57

6.1 Concluzii finale .................................................................... 57 6.2 Contribuţii ............................................................................ 58 6.3 Perspective de continuare a cercetărilor ............................... 59 Bibliografie (extras) ................................................................... 60

5

Introducere

Problematica tezei de doctorat se încadrează în eforturile depuse de cercetători în ultimii 10-15 ani pentru extinderea utilizării energiilor neconvenţionale. Din categoria surselor regenerabile de energie (SRE) fac parte energia vântului (eoliană), energia solară, energia geotermală, energia cursurilor de apă, energia valurilor, energia mareelor, biomasa, gazul de fermentare a deşeurilor (gaz de depozit), gazul de fermentare rezultat din tratarea apelor uzate, biogazul.

Apa reprezintă pentru România o sursă de energie regenerabilă cu un potenţial major. O utilizare mai convenabilă a energiei hidraulice din punct de vedere al impactului ecologic şi social este conversia energiei cinetice a apelor curgătoare fără construcţia barajelor. Cercetările pe această direcţie au condus la realizarea turbinelor cinetice (hidroeoliene) utilizând principiile de proiectare ale turbinelor de vânt. Turbinele hidrocinetice au apărut ca o alternativă durabilă pentru producerea de energie regenerabilă din captarea energiei cinetice a curenţilor râurilor. Astfel de turbine sunt utilizate în general pe cursul natural al apelor curgătoare şi nu necesită amenajări speciale. Pe acelaşi principiu se bazează şi sistemele de conversie a energiei curenţilor oceanici, a energiei valurilor şi mareelor. Prezenta teză de doctorat îşi propune să dezvolte o serie de cercetări teoretice şi experimentale privind influenţa unor parametri constructivi şi hidraulici asupra performanţelor miniturbinelor hidraulice de tip cinetic. În lucrare se realizează o analiză cuprinzătoare privind modelarea matematică, calculul, structura şi funcţionarea miniturbinelor hidraulice, se dezvoltă un model matematic şi pe baza acestuia se proiectează şi execută modelul demonstrativ pentru cercetări experimentale.

Cercetarea experimentală presupune efectuarea măsurătorilor directe pe standul special amenajat şi simularea curgerii cu software-ul Solid Works Flow Simulation.

Stadiul actual al cercetărilor privind sistemele de conversie a energiei hidraulice-Rezumat

Cap. 1

6

Capitolul 1 - STADIUL ACTUAL AL CERCETĂRILOR PRIVIND SISTEMELE DE CONVERSIE A ENERGIEI HIDRAULICE 1.1 Surse regenerabile de energie

Dezvoltarea oricărei societăţi este dependentă de consumul de energie [K3],[V2]. Caracterul limitat al unora dintre resursele planetei, folosite din abundenţă şi fără nici o restricţie de-a lungul secolelor (în general a combustibililor fosili), ridică în prezent probleme serioase privind opţiunile energetice ale viitorului. Pe baza celor mai recente cercetări şi prospecţiuni rezervele de cărbune s-ar epuiza în câteva sute de ani, iar cele de gaz şi petrol în mai puţin de 50 de ani [B10], [12].

Alternativa actuală cea mai viabilă este utilizarea energiei regenerabile. Din categoria surselor regenerabile de energie (SRE) fac parte energia vântului (eoliană), energia solară, energia geotermală, energia cursurilor de apă, energia valurilor, energia mareelor, biomasa, gazul de fermentare a deşeurilor (gaz de depozit), gazul de fermentare rezultat din tratarea apelor uzate, biogazul.

În anul 2010 Comisia Europeană (CE) a realizat o analiză în vederea stabilirii unei ţinte de 20÷22% pentru energia din SRE faţă de resursele primare de energie la nivelul anului 2020[12].

Pentru a atinge acest nivel, 15 dintre statele membre ale UE, printre care şi România, vor trebui să îşi îmbunătăţească ponderea utilizării SRE în consumul total de energie.

O prezentare sintetică a angajamentului Romaniei este dată în figura 1.1.

Fig.1.1 Angajamentul României privind utilizarea energiei regenerabile [C9]


Cap. 1

7

1.2 Energia hidraulică

Puterea hidraulică reprezintă lucrul mecanic efectuat în unitatea de timp de un fluid în mişcare. Datorită circuitului apei în natură întreţinut de energia Soarelui, este considerată o formă de energie regenerabilă. Energia hidraulică este de fapt o energie mecanică, formată din energia potenţială şi din energia cinetică a apei în mişcare [B6],[B10]. Exploatarea acestei energii se face curent în hidrocentrale, care transformă energia potenţială a apei în energie cinetică, pe care apoi o captează cu ajutorul turbinelor hidraulice. Forme ale energiei hidraulice includ energia cinetică a valurilor şi mareelor.

Alături de macrohidroenergetică, care însă implică importante probleme privind impactul de mediu şi social, microhidroenergetica constituie o perspectivă majoră pentru viitorul producţiei de energie. Construirea barajelor a creat mari probleme de mediu şi sociale, au dus la modificarea climei şi faunei în regiune, la dereglarea proceselor de migraţie a unor specii de peşti, la inundaţii etc. O utilizare mai covenabilă a energiei hidraulice din punct de vedere al impactului ecologic şi social este conversia energiei cinetice a apelor curgătoare fără construcţia barajelor. Cercetările pe aceasta direcţie au condus la realizarea turbinelor cinetice (hidroeoliene) utilizând principiile de proiectare ale turbinelor de vânt. Apa reprezintă pentru România o sursă de energie regenerabilă cu un potenţial imens.

Potrivit datelor autorităţilor de mediu, în momentul de faţă, potenţialul hidroenergetic al României este folosit în proporţie de 48%. Potenţialul hidroenergetic al râurilor principale este de circa 40000 GWh/an, care se poate obţine în amenajări hidroenergetice de mare putere ( peste 10 MW/unitate hidro ) sau de mică putere ( sub 10 MW/unitate hidro) [P4].

1.3. Principalele tipuri de turbine hidraulice și transformări energetice

Turbina hidraulică transformă energia hidraulică caracterizată prin căderea H(m) şi debitul Q (m3/s) în energie mecanică caracterizată prin momentul M (Nm) şi viteză unghiulară ω (rad/s). Schema bloc a transformărilor este prezentată în figura 1.2.


Cap. 1

8

Fig.1.2 Schema bloc a transformărilor energetice în turbine

Turbine hidrocinetice

Turbinele hidrocinetice au apărut ca o alternativă durabilă pentru producerea de energie regenerabilă din captarea energiei cinetice a curenţilor râurilor. Astfel de turbine sunt utilizate în general pe râuri cu o curgere naturală şi nu necesită amenajări speciale. Pe acelaşi principiu se bazează şi sistemele de conversie a energiei curenţilor oceanici, a energiei valurilor şi mareelor.

Conversia energiei cinetice a curenţilor de apă nu necesită baraje, suprafeţe mari pentru acumularea apei şi este considerată mai puţin poluantă [S1],[14].

Schema bloc a transformărilor energetice pentru astfel de turbine este prezentată în figura 1.13:

Fig. 1.13 Schema bloc a transformărilor energetice în turbine hidrocinetice

Turbinele hidrocinetice reprezintă o clasă de turbine care generează putere mecanică, captată din energia cinetică a valurilor, mareelor,curenţilor oceanelor sau râurilor [3],[5],[6],[14],[K1],[K4], [G1].

Turbinele axiale pot fi cu axă orizontală sau cu axă înclinată iar rotorul este de tip elice. Pot lucra la suprafaţa liberă a apei (flotante) sau imersate. În figura 1.15 sunt prezentate variantele de poziţionare a generatorului electric. Turbinele axiale cu axă orizontală sunt asemănatoare cu turbinele eoliene şi pot fi utilizate şi pentru captarea energiei cinetice a curenţilor mareelor, pe când turbinele axiale cu axa înclinată sunt în general indicate pentru râurile mici [3].


Cap. 1

9

Fig.1.15 Turbine de tip axial [3]

Turbinele transversale îşi pot schimba sensul de rotaţie în funcţie de direcţia de curgere a apei. Turbinele transversale se împart, la rândul lor, în două categorii în funcţie de poziţia axei rotorului faţă de planul suprafeţei libere a apei (figura 1.16).

Fig.1.16 Turbine de tip transversal [3]

Dacă axa rotorului este perpendiculară pe planul suprafeţei libere, turbina este cu ax vertical. Dacă axa rotorului este în planul suprafeţei libere a apei, turbina este cu ax orizontal.


Cap. 1

10

În categoria celor cu ax vertical, cele mai utilizate sunt turbinele de tip Darrieus. Tot din familia turbinelor verticale fac parte turbinele Gorlov şi Savonius.

Stadiul actual al cercetărilor experimentale privind turbinele hidrocinetice

În figura 1.17 este prezentată schiţa unui sistem de conversie a energiei cinetice a apei alcătuit dintr-un rotor montat pe un ax ce poate fi orizontal sau vertical. În acest caz rotorul este de tip axial cu ax orizontal. Mişcarea obţinută la axul rotorului este transmisă pe verticală către nivelul liber prin intermediul unui cuplaj. Pe capătul arborelui vertical poate fi montat un generator. De obicei datorită turaţiei mici înaintea generatorului se montează un multiplicator de turaţie. Tot acest sistem este susţinut de o platformă flotantă.

Fig.1.17 Sistem de conversie a energie cinetice a apei [F1]

Turbinele flotante au avantajul autoreglării poziţiei miniturbinei în funcţie de nivelul şi cursul apei curgătoare [B10].

Cercetări privind conversia energiei cinetice a apelor au fost realizate şi la Universitatea din Boston (SUA), sub conducerea profesorului A.Gorlov. Acesta susţine ideea că 90% din energia cinetică a apelor se află acolo unde nu se pot construi baraje [B6],[B10]. Turbinele inventate de Gorlov prezintă o serie de avantaje şi anume: construcţie simplă, preţ de cost redus, nu generează zgomot.

Turbina Gorlov este o adaptare a turbinei Darrieus, care a fost modificată pentru a avea pale elicoidale ceea ce îi oferă un cuplu de pornire îmbunătăţit [25]. Are aplicabilitate atât pentru vânt cât şi


Cap. 1

11

pentru apă, însă a fost testată doar în apă. Turbinele Gorlov au fost testate în perioada anilor 1990 atât în laborator (Universitatea Michigan, USA) cât şi în locaţii naturale (Canalul Cape Cod lângă Boston, Statele Unite ale Americii, strâmtoarea Uldolmok, Peninsula Coreeană). În urma testelor s-a găsit ca eficienţa turbinei este de 35% [G6].

Turbina Achard este un concept franţuzesc de turbină hidraulică transversală cu ax vertical, cu trei pale verticale de tip delta, destinată funcţionării în curenţi marini. Ea a fost dezvoltată începând cu anul 2001 la Grenoble în Franţa în cadrul proiectului HARVEST (acronim de la Hydroliennes a Axe de Rotation VErtical Stabilise). Principalele avantaje ale turbinelor Achard sunt modularitatea lor şi capacitatea de a lucra indiferent de direcţia de curgere a apei.

Fig.1.20 Modul de turbine Achard [A1]

Acest tip de turbine au fost studiate şi la Universitatea

Politehnica din Bucureşti şi Academia Română Filiala Timişoara în cadrul unui proiect CEEX între anii 2006-2008 [G2].

În Franţa acest tip de turbine sunt studiate pentru transformarea energiei cinetice a curenţilor marini, dar utilizate în module pot fi folosite şi în România pe Dunăre [B7].

Un interes aparte în cadrul turbinelor hidrocinetice îl prezintă turbinele Davis. A fost testată în anul 1984 pe râul Harbor, o


Cap. 1

12

microhidrocentrală cu turbină hidraulică Davis cu ax vertical care producea 100 KWh.

O construcţie asemănătoare a turbinei Davis folosită pentru conversia energiei cinetice a apei curgătoare în energie electrică (figura1.21) a fost testată în golful Florida, SUA. Pentru a nu crea probleme navelor de marfă aceasta lucrează imersat la o adâncime de 65 m.

Fig.1.21 Minihidrocentrală cu turbină Davis [G6]

Pentru a obţine puteri mai mari s-au executat module din mai

multe turbine Davis montate pe înălţime sau pe lăţime [G6], [B10]. Un principiu nou de funcţionare este întâlnit la

microhidrocentralele flotante echipate cu turbine elicoidale. Studii în ce priveşte conversia energiei cinetice a curenţilor de

apă şi mai cu seamă a curenţilor marini au fost identificate conform [N3], în Canada ,în Marea Britanie, Japonia. De asemenea după [1], studii în acest domeniu au fost făcute în Norvegia, Anglia, Italia, Statele Unite, Franţa. În Franţa acest tip de turbine poartă denumirea de hidroeoliene sau eoliene subacvatice.

În Italia la Universitatea Federico II există cercetări privind hidroturbinele cinetice cu ax orizontal [C1]. Turbina model (figura 1.27) a fost proiectată conform [C7] pe baza teoriei elementului de pală a lui Glauert. Pe baza acestei teorii au fost calculate numeric performanţele miniturbinei urmărindu-se apoi validarea experimentală prin încercări în canal.


Cap. 1

13

Fig.1.27 Turbina model pentru incercari [C7]

Palele au fost proiectate pentru a se evita fenomenul de

cavitaţie. În urma încercărilor s-a ajuns la concluzia că fenomenul de cavitaţie nu apare indiferent de poziţia turbinei în canal. Autorul oferă în [F1] date referitoare la posibilitatea de montare a hidroturbinelor cinetice, figura 1.28.

Fig.1.28 Secțiunea minimă a unui râu pentru a monta o hidroturbină

cinetică [F1]

În Brazilia la Universitatea din Itajuba a fost testat un sistem hidrocinetic format din mai mulți rotori montaţi în serie pe acelaşi ax (figura 1.29). Dimensiunile canalului din laboratorul de încercări are o lăţime de 1m şi o înălţime de 2 m. Alimentarea cu apă a canalului este realizată cu o pompă hidraulică de 100 KW şi debit de 0,2 m3/s. Pentru a creşte viteza curentului de apă în zona de încercare, secţiunea canalului a fost redusă la 0,4 m lăţime şi 0,6 m înălţime, obţinându-se o viteză de 2,08 m/s.


Cap. 1

14

Fig.1.29 Sistem de hidroturbine cinetice montate în serie pe același ax [F1]

Scopul încercărilor este de a determina caracteristicile principale ale echipamentului şi anume: distanţa dintre rotori, unghiul decalajului dintre rotori, numărul de rotori având în vedere obţinerea unui randament cât mai mare. În urma testărilor se constată că varianta optimă este cea a sistemului cu trei rotori poziţionaţi la distanţe successive de 710 mm şi decalaje unghiulare de 30°. Eficienţa în cazul sistemului cu trei rotori este de 78%, ceea ce arată o creştere cu 44% având în vedere că pentru un singur rotor pe ax energia extrasă este de 34%. Se constată că datorită creşterii numărului de rotori a fost depăşită limita maximă de eficienţă dată de coeficientul Betz( 59,3%).

O creştere a numărului de rotori peste trei nu se justifică deoarece creşterea eficienţei este mică comparativ cu costurile de fabricaţie şi asamblare [F1].

Stadiul actual al cercetărilor teoretice asupra turbinelor cinetice

Cercetările teoretice urmăresc realizarea unui model matematic care să permită calculul şi optimizarea turbinelor cinetice. Conform [B10],[D3], la baza proiectării rotorului unei turbine ce transformă energia cinetică a unui fluid în energie mecanică este teoria elicei. Această teorie înglobează o serie de modele matematice care descriu mişcarea fluidului în jurul elicei pe baza diferitelor modele aerodinamice. Dezvoltarea acestei teorii a fost treptată începând cu Rankine şi Froude (teoria impulsului) care asimilează elicea cu un disc


Cap. 1

15

activ ce poate primi o anumită cantitate de mişcare de la fluidul care îl traversează. Acest model se bazează pe relaţiile care derivă din principiile de bilanţ ale masei şi impulsului. Deoarece discul este o suprafaţă de discontinuitate de prima speţă a presiunii rezultă că forma integrală a ecuaţiei generale a impulsului se reduce la o ecuaţie diferenţială în amonte şi avalul discului şi la o condiţie de salt pe disc. Din această condiţie rezultă forţa şi respectiv viteza axială indusă în dreptul discului. Acest model furnizează o indicaţie bună pentru randamentul unei elice dar nu şi pentru proiectarea palelor deoarece nu ţine seama de geometria palei. Deoarece pentru acest model s-a presupus că viteza este un câmp constant în secţiuni perpendiculare pe axa elicei se realizează o bună aproximare a realităţii numai în cazul unui număr mare de pale când viteza indusă într-un punct arbitrar al palei nu diferă prea mult de viteza medie.

Elementul care transformă energia cinetică în energie mecanică este rotorul turbinei. Rotorul este o suprafaţă transparentă cu un număr finit de pale. Paleta este formată dintr-o înşiruire de profile aero-hidrodinamice dispuse după o anumită curbă. Rezultă că pentru rotor elementul esenţial este profilul aero-hidrodinamic care stă la baza construcţiei palei.

Cercetările pe această direcţie au ca obiectiv principal optimizarea relaţiei dintre performanţele energetice ale turbinei hidraulice şi următorii parametri: profilul paletei, numărul paletelor, materialul paletelor şi modul de montare al paletelor pe butucul rotorului. În acest sens, din numărul foarte mare de semnalări bibliografice, sunt selectate unele dintre cele mai importante: [A1], [A4], [B6], [G1], [G8], [J1], [K4], [K8], [S4], [S6], [Z1].

Conversia energiei hidraulice se realizează prin interacţiunea ce are loc între curentul de apă şi suprafaţa solidă a paletei. Ca urmare, conturul geometric al paletelor constituie un factor determinant în atingerea performanţelor conversiei.

Concluzii

1 O utilizare mai covenabilă a energiei hidraulice din punct de vedere al impactului ecologic şi social este conversia energiei cinetice a apelor curgătoare fără construcţia barajelor. Cercetările pe această direcţie au condus la realizarea turbinelor cinetice (hidroeoliene) utilizând principiile de proiectare ale turbinelor de vânt.


Cap. 1

16

2 În România, potenţialul hidroenergetic al râurilor principale este de circa 40000 GWh/an, care se poate obţine în amenajări hidroenergetice de mare putere sau de mică putere.

3 Miniturbinele cinetice pot prelucra o cantitate mare din energia cinetică a râurilor.

4 Din analiza bibliografică realizată se constată că există cercetări teoretice şi experimentale privind conversia energiei cinetice a curenţilor de apă cu turbine hidraulice.

5 Din analiza bibliografică realizată rezultă că performanțele turbinelor hidrocinetice sunt date în special de următorii parametri: modul de variaţie a vitezei pe secţiunea turbinei, geometria paletei, număr de pale. Analitic influenţele parametrilor prezentaţi sunt materializate prin coeficientul de putere.

1.4 Stabilirea intenţiilor de cercetare ale lucrării de doctorat

Obiectivele generale ale tezei de doctorat sunt cercetările teoretice şi experimentale privind o categorie specială de miniturbine hidraulice, respectiv turbinele cinetice. Se vor parcurge următoarele etape de cercetare: Efectuarea unor cercetări bibliografice ample pentru a putea stabili

unde se poziţionează obiectivul propus al lucrării în raport cu cercetările teoretice şi experimentale, precum şi soluţiile tehnice.

Analiza complexă a stadiului actual privind utilizarea energiilor regenerabile, locul energiei hidraulice, transformările energetice în tipurile reprezentative de turbine.

Analiza critică a modelelor matematice cunoscute pentru turbine cinetice şi realizarea unui model de calcul îmbunătăţit.

Realizarea unui model matematic care să permită calculul, simularea numerică şi analiza influenţei unor parametri constructivi şi hidraulici asupra performanţelor turbinelor cinetice.

Realizarea modelului demonstrativ de miniturbină. Cercetări experimentale pe modelul demostrativ pentru validarea

modelului teoretic. Cercetările experimentale se vor desfăşura pe canalul hidraulic

vitrat din dotarea laboratorului de Mecanica Fluidelor Maşini şi Acţionări Hidraulice şi Pneumatice.

Capitolul 2 - MODELAREA MATEMATICĂ A TURBINELOR HIDROCINETICE 2.1 Formularea problemei

La baza proiectării rotorului unei turbine hidrocinetice ce transformă preponderent energia cinetică a unui fluid în energie mecanică este teoria elicei, [A1],[B6],[B10],[D3]. Această teorie înglobează modele matematice care descriu mişcarea fluidului în jurul elicei.

2.2. Prezentarea modelelor de calcul

2.2.1 Modelul A, realizat pe baza cercetărilor lui Rankine şi Froude asimilează elicea cu un disc activ ce poate primi o anumită cantitate de mişcare de la fluidul care îl traversează. Suprafaţa discului se consideră perfect permeabilă şi normală în fiecare punct al său la linia de curent ce trece prin acel punct. Modelul se bazează pe relaţiile care derivă din principiile de bilanţ ale masei şi impulsului.

Modelul furnizează o indicaţie bună pentru stabilirea coeficientului de putere dar nu şi pentru proiectarea palelor deoarece nu ţine seama de forma elicei. Deoarece pentru acest model s-a considerat un câmp de viteze constante în secţiuni perpendiculare pe axa elicei se realizează o bună aproximare a realităţii numai în cazul unui număr mare de pale, atunci când viteza indusă într-un punct arbitrar al palei nu diferă prea mult de viteza medie.

2.2.2 Modelul B. Dacă la modelul descris anterior se mai adaugă ipoteza suplimentară de neglijare a deformaţiei dârei, păstrându-se celelalte ipoteze de lucru se poate determina coeficientul de putere maxim ce poate fi utilizat de o turbină cinetică (limita Betz). În această situaţie domeniul de curgere devine cilindric.

2.2.3 Modelul C. Viteza mişcării reale a fluidului din dâra elicei are trei componente: axială, radială şi tangenţială. Modelele A şi B se bazează pe metoda impulsului şi nu ia în considerare mişcarea de rotație. Elicea este înlocuită cu un disc activ care produce creşterea bruscă a presiunii în fluid fără însă să modifice componenta axială a vitezei la traversarea lui.

Modelul se bazează pe forma integrală a principiilor masei, impulsului şi momentului cinetic. Ea a fost iniţiată de Jukowski şi dezvoltată de Glauert şi ia în consideraţie şi mişcarea de rotaţie imprimată dârei. Prezenţa acestei mişcări de rotaţie este cauza unei pierderi suplimentare de energie. Existenţa mişcării de rotaţie implică

Modelarea matematică a turbinelor hidrocinetice-Rezumat Cap. 2

18

completarea rolului discului activ cu posibilitatea sa de a induce o componentă tangenţială vitezei fluidului care-l traversează, celelalte componente rămânând neschimbate de prezenţa discului. Scăderea presiunii statice la traversarea discului este determinată de apariţia acestei componente tangenţiale a vitezei.

Din analiza modelelor prezentate se desprind următoarele concluzii:

• Modelul Rankine Froude (modelul A) oferă o relaţie de calcul pentru determinarea coeficientului de putere. La realizarea modelului s-a considerat un câmp de viteze constante în secţiuni perpendiculare pe axa elicei, realizandu-se o bună aproximare a realităţii numai în cazul unui număr mare de pale, atunci când viteza indusă într-un punct arbitrar al palei nu diferă prea mult de viteza medie. Deoarece modelul nu ţine cont de forma elicei, acesta nu poate fi utilizat în această formă la proiectarea rotorului.

• In modelul Betz (modelul B) se adaugă ipoteza suplimentară de neglijare a deformaţiei dârei (domeniul de lucru devine cilindric), păstrându-se celelalte ipoteze de lucru ale modelului Rankine-Froude. Astfel se poate determina coeficientul de putere maxim ce poate fi utilizat de o turbină cinetică, limita Betz.

• Pentru elaborarea modelului de calcul a unei turbine cinetice se utilizează modelul Glauert (modelul C) impunând condiţia de pierdere minimă de energie, respectiv coeficient de putere maxim. Modelul C pune în evidenţă un salt de presiuni între faţa amonte şi aval a discului şi implicit o discontinuitate a câmpului de viteze la traversarea discului.

Din analiza modelelor prezentate, pentru proiectarea turbinei se alege modelul Glauert, deoarece acest model ia în considerare geometria palei şi mişcarea de roataţie a curentului de fluid din spatele rotorului care are ca efect deformarea dârei.

2.3 Calculul rotorului miniturbinei cinetice

2.3.1 Evaluarea forţelor şi a momentului la axul miniturbinei

Dacă în cazul elicei propulsive interesează calculul forţei axiale, în cazul unei turbine, pentru determinarea cuplului este necesar calculul forţei tangenţiale.

Curentul de fluid în mişcare cu viteza constantă W, interacţionează cu elementul de pală având coarda c sub un unghi de


19

incidenţă α. Această interacţiune generează forţa hidrodinamică elementară dR, care se descompune în portanţa elementară dRP şi în rezistenţa la înaintare elementară dRR.

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑃𝑃 = 12𝜌𝜌𝐶𝐶𝑃𝑃𝑊𝑊2𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐 (2.37)

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑 = 1

2𝜌𝜌𝐶𝐶𝑑𝑑𝑊𝑊2𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐 (2.38)

În figura 2.7 se prezintă încărcarea elementului de pală .

Fig.2.7 Încărcarea elementului de pală

Prin proiectarea acestor forţe pe o directie paralelă cu axa

rotorului rezultă forţa axială elementară :

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑎𝑎 = 𝑑𝑑𝑑𝑑𝑃𝑃𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐 + 𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑐𝑐𝑠𝑠𝑠𝑠𝑐𝑐 (2.39)

Proiecţia forţelor elementare de portanţă şi rezistenţă la înaintare în planul de rotatie (pe direcţia vitezei tangenţiale u) determină forţa tangenţială elementară:

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑢𝑢 = 𝑑𝑑𝑑𝑑𝑃𝑃𝑐𝑐𝑠𝑠𝑠𝑠𝑐𝑐 − 𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐 (2.40)


20

Paleta aero-hidrodinamică, indiferent că este de anvergură finită sau infinit mică, este construită pe baza unui profil aero-hidrodinamic cunoscut. Ca urmare sunt cunosute caracteristicile profilului, CP = CP(α), respectiv, CR = CR(α).

Se defineşte parametrul de soliditate µ ca inversul fineţii profilului prin relaţia :

𝜇𝜇 = 𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡𝑡 = 𝐶𝐶𝑑𝑑𝐶𝐶𝑃𝑃

(2.41)

Ținând cont de relaţia (2.41) relaţiile (2.39) şi (2.40) devin:

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑎𝑎 = 𝜌𝜌2𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐𝑊𝑊2𝐶𝐶𝑃𝑃

cos (𝑐𝑐−𝑡𝑡)cos 𝑡𝑡

(2.42)

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑢𝑢 = 𝜌𝜌2𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐𝑊𝑊2𝐶𝐶𝑃𝑃

sin(𝑐𝑐−𝑡𝑡)cos 𝑡𝑡

(2.43) în care, δ este unghiul vitezei absolute W, în raport cu viteza tangențială u. În consecintă contribuţia elementelor de pală situate între razele r şi r + dr la forţa axială totală dTta şi la momentul motor dM va fi:

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑡𝑡𝑎𝑎 = 𝑠𝑠𝑑𝑑𝑑𝑑𝑎𝑎 = 𝑠𝑠 𝜌𝜌2𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐𝑊𝑊2𝐶𝐶𝑃𝑃


(2.44)

𝑑𝑑𝑑𝑑 = 𝑠𝑠𝑐𝑐𝑑𝑑𝑑𝑑𝑢𝑢 = 𝑠𝑠 𝜌𝜌2𝑐𝑐𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐𝑊𝑊2𝐶𝐶𝑃𝑃


(2.45)

unde c este coarda profilului, iar n este numărul de pale. Din modelul Glauert forţa axială şi momentul elementar sunt

date de relaţiile: 𝑑𝑑𝑑𝑑𝑡𝑡𝑎𝑎 = 𝜌𝜌𝜌𝜌𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐𝑉𝑉∞2(1 − 𝑘𝑘2) (2.46)

𝑑𝑑𝑑𝑑 = 𝜌𝜌𝜌𝜌𝑐𝑐3𝑑𝑑𝑐𝑐𝑉𝑉∞(1 + 𝑘𝑘)Ω = 𝜌𝜌𝜌𝜌𝑐𝑐3𝑑𝑑𝑐𝑐𝑑𝑑𝑉𝑉∞(1 + 𝑘𝑘)(ℎ − 1) (2.47)

Puterea cedată de vâna fluidă elementară ce traversează rotorul între razele r şi dr +r este:

𝑑𝑑𝑃𝑃𝑢𝑢 = 𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑 = 𝜌𝜌𝜌𝜌𝑐𝑐3𝑑𝑑𝑐𝑐𝑑𝑑2𝑉𝑉∞(1 + 𝑘𝑘)(ℎ − 1) (2.48)

2.3.2 Calculul coeficientului de putere pentru un rotor ideal

Coeficientul de putere este dat de relaţia:


21

𝐾𝐾𝑝𝑝 = 𝑑𝑑𝑃𝑃𝑢𝑢𝜌𝜌𝜌𝜌 𝑐𝑐3𝑑𝑑𝑐𝑐𝑉𝑉∞2

= 𝑑𝑑2𝑐𝑐2

𝑉𝑉∞2(1 + 𝑘𝑘)(ℎ − 1) = 𝜆𝜆2(1 + 𝑘𝑘)(ℎ − 1) (2.49)

în care, 𝜆𝜆 = 𝑑𝑑𝑐𝑐

𝑉𝑉∞, este rapiditatea în secţiunea de calcul.

Utilizând modelul Glauert, relațiile (2.46÷2.49), şi pe baza teoriei elementului de pală se determină valoarea maximă ce o poate lua coeficientul local de putere. Pentru aceasta se consideră un rotor ideal, cu palete având profile de rezistenţă nulă (CR=0, tgε = 0). Se egalează relaţia (2.44) cu (2.46) şi relaţia (2.45) cu (2.47) şi rezultă,

𝐶𝐶𝑝𝑝𝑠𝑠𝑐𝑐 = 2𝜌𝜌𝑐𝑐𝑉𝑉∞2 (1−𝑘𝑘2) cos 𝑡𝑡𝑊𝑊2cos (𝑐𝑐−𝑡𝑡)

(2.50)

Din triunghiul de viteze, figura 2.7, rezultă :

sin𝑐𝑐 =𝑉𝑉1(1 + 𝑘𝑘)

2𝑊𝑊

În aceste condiţii relaţia (2.50) devine:

𝐶𝐶𝑝𝑝𝑠𝑠𝑐𝑐 = 8𝜌𝜌𝑐𝑐 (1−𝑘𝑘)𝑐𝑐𝑠𝑠𝑠𝑠2𝑐𝑐 cos 𝑡𝑡(𝑘𝑘+1) cos (𝑐𝑐−𝑡𝑡)

(2.51)

Din egalarea relaţiilor momentelor din teoria elementului de pală şi din modelul Glauert rezultă:

𝐶𝐶𝑝𝑝𝑠𝑠𝑐𝑐 = 2𝜌𝜌𝑐𝑐𝑑𝑑 𝑐𝑐𝑉𝑉∞ (1+𝑘𝑘)(ℎ−1) cos 𝑡𝑡𝑊𝑊2 sin (𝑐𝑐−𝑡𝑡)

(2.52)

Din triunghiul de viteze, figura 2.7, rezultă :

cos𝑐𝑐 =𝑑𝑑𝑐𝑐(ℎ + 1)

2𝑊𝑊

Cu aceste condiţii relaţia (2.52) devine:

𝐶𝐶𝑝𝑝𝑠𝑠𝑐𝑐 = 4𝜌𝜌𝑐𝑐 (ℎ−1) cos 𝑡𝑡 sin 2𝑐𝑐(ℎ+1) sin (𝑐𝑐−𝑡𝑡)

(2.53)

Din relația (2.51) se obţine:


22

𝐺𝐺 = (1−𝑘𝑘)(𝑘𝑘+1)

= 𝐶𝐶𝑝𝑝𝑠𝑠𝑐𝑐 cos (𝑐𝑐−𝑡𝑡)8𝜌𝜌𝑐𝑐𝑐𝑐𝑠𝑠𝑠𝑠 2𝑐𝑐 cos 𝑡𝑡

(2.54)

Din relația (2.53) se obține:

𝐸𝐸 = (ℎ−1)(ℎ+1)

= 𝐶𝐶𝑃𝑃𝑠𝑠𝑐𝑐 sin (𝑐𝑐−𝑡𝑡)8𝜌𝜌𝑐𝑐 cos 𝑡𝑡 sin 𝑐𝑐 cos 𝑐𝑐

(2.55)

𝐺𝐺𝐸𝐸

= 𝑐𝑐𝑡𝑡𝑡𝑡(𝑐𝑐 − 𝑡𝑡)𝑐𝑐𝑡𝑡𝑡𝑡𝑐𝑐 (2.56)

Pentru profile cu rezistenţă la înaintare nulă, 𝐶𝐶𝑑𝑑 = 0

𝐺𝐺𝐸𝐸

= 𝑐𝑐𝑡𝑡𝑡𝑡(𝑐𝑐 − 𝑡𝑡)𝑐𝑐𝑡𝑡𝑡𝑡𝑐𝑐 = 𝑐𝑐𝑡𝑡𝑡𝑡2𝑐𝑐

Deoarece 𝑐𝑐𝑡𝑡𝑡𝑡𝑐𝑐 = 𝑑𝑑𝑐𝑐 (ℎ+1)𝑉𝑉∞ (𝑘𝑘+1)

= 𝜆𝜆(ℎ+1)(𝑘𝑘+1)

, 𝐺𝐺𝐸𝐸

= 𝜆𝜆2(ℎ+1)2

(𝑘𝑘+1)2 (2.57)

Din raportul relaţiilor (2.54) şi (2.55) rezultă:

𝐺𝐺𝐸𝐸

= 1−𝑘𝑘1+𝑘𝑘

ℎ+1ℎ−1

(2.58)

Din egalarea relaţiei (2.57) cu relaţia (2.58) rezultă:

ℎ = �1 + 1−𝑘𝑘2

𝜆𝜆2 (2.59)

Cu relaţiile (2.49) şi (2.59) se determină coeficientul de putere

𝐾𝐾𝑝𝑝 = 𝜆𝜆2(1 + 𝑘𝑘)��1 + 1−𝑘𝑘2

𝜆𝜆2 − 1� (2.60)

Pentru o valoare dată lui λ, coeficientul de putere trece printr-

un maxim funcţie de k, pentru 𝑘𝑘 = 𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐√ 𝜆𝜆2 + 1 în care 𝑐𝑐 =13𝑎𝑎𝑐𝑐𝑐𝑐𝑡𝑡𝑡𝑡 𝜆𝜆 + 𝜌𝜌

3.

2.3.3 Calculul coeficientului de putere pentru un rotor real

Coeficientul de putere este definit de relaţia:


23

𝐾𝐾𝑝𝑝 = 𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝜌𝜌𝜌𝜌𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐 𝑉𝑉∞3

= 𝑉𝑉𝑑𝑑𝑑𝑑𝑡𝑡𝑎𝑎 𝜌𝜌𝜌𝜌𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐 𝑉𝑉∞3

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑉𝑉𝑑𝑑𝑑𝑑𝑡𝑡𝑎𝑎

= 𝑑𝑑𝑑𝑑𝑡𝑡𝑎𝑎 𝜌𝜌𝜌𝜌𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐 𝑉𝑉∞3

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑡𝑡𝑎𝑎

(2.61)

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑡𝑡𝑎𝑎 = 𝜌𝜌𝜌𝜌𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐𝑉𝑉∞2(1 − 𝑘𝑘2) (2.62)

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑡𝑡𝑎𝑎 = 𝑠𝑠𝑑𝑑𝑑𝑑𝑎𝑎 (2.63)

𝑑𝑑𝑑𝑑 = 𝑠𝑠𝑐𝑐𝑑𝑑𝑑𝑑𝑢𝑢 (2.64)

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑎𝑎 = 𝜌𝜌2𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐𝑊𝑊2𝐶𝐶𝑃𝑃


(2.65)

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑢𝑢 = 𝜌𝜌2𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐𝑊𝑊2𝐶𝐶𝑃𝑃


(2.66)

𝑑𝑑𝑑𝑑𝑡𝑡𝑎𝑎 = 𝑠𝑠𝑑𝑑𝑑𝑑𝑎𝑎 = 𝑠𝑠 𝜌𝜌2𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐𝑊𝑊2𝐶𝐶𝑃𝑃


(2.67)

𝑑𝑑𝑑𝑑 = 𝑠𝑠𝑐𝑐𝑑𝑑𝑑𝑑𝑢𝑢 = 𝑠𝑠 𝜌𝜌2𝑐𝑐𝑐𝑐𝑑𝑑𝑐𝑐𝑊𝑊2𝐶𝐶𝑃𝑃


(2.68) înlocuind pe𝑑𝑑𝑑𝑑𝑎𝑎 şi 𝑑𝑑𝑑𝑑𝑢𝑢 , V prin expresiile lor şi ţinând seama de relaţiile:

𝑐𝑐𝑡𝑡𝑡𝑡𝑐𝑐 = 𝜆𝜆(ℎ+1)(𝑘𝑘+1)

(2.69)

tg 𝑡𝑡 = 𝐶𝐶𝑑𝑑𝐶𝐶𝑃𝑃

(2.70) obţinem după efectuarea calculelor:

𝐾𝐾𝑝𝑝 = (1+𝑘𝑘)(1−𝑘𝑘2)ℎ+1

1−tg 𝑡𝑡𝑐𝑐𝑡𝑡𝑡𝑡 𝑐𝑐1+tg 𝑡𝑡 (𝑐𝑐𝑡𝑡𝑡𝑡 𝑐𝑐)−1 (2.71)

Dacă în relaţia (2.71) se impune ca tg ε = 0, se obţine relaţia de calcul a coeficientului de putere pentru un rotor ideal .

Concluzii: Deoarece performanţele miniturbinei sunt date de coeficientul

de putere, din analiza relaţiei (2.71) rezultă că în proiectare s-au luat în considerare următorii parametri: viteza curentului, viteza de rotaţie (prin coeficientul λ), geometria profilului (prin coeficientul µ), coeficientul vitezei axiale induse (k), coeficientul vitezei tangenţiale induse (h).

Capitolul 3- CONTRIBUŢII PRIVIND CALCULUL ŞI REALIZAREA MODELULUI DEMONSTRATIV DE MINITURBINĂ CINETICĂ

3.1. Contribuţii privind calculul miniturbinei cinetice

Studiul influenţei parametrilor hidraulici şi constructivi asupra performanţelor unei miniturbine cinetice se realizează pe cale teoretică și prin încercări experimentale. Pentru stabilirea datelor de proiectare se au în vedere posibilităţile de încercări experimentale. În laboratorul de Mecanica Fluidelor din cadrul departamentului de Mecanica Fluidelor Mașini și Acţionări Hidraulice și Pneumatice, există un canal vitrat care permite încercarea unei miniturbine cinetice. Luâd în considerare caracteristicile geometrice și hidraulice ale canalului vitrat, ţinând cont de influenţa pereţilor, din considerente de energie disponibilă maximă a curentului, pentru o viteza medie V = 0,358 m/s în secțiunea de lucru a canalului, diametrul maxim al rotorului este D=0,23 m. Modelul de calcul elaborat poate sta la baza proiectării oricărei turbine din aceeași familie.

Puterea hidraulică disponibilă a fluidului este:

𝑁𝑁 = 𝜌𝜌𝜌𝜌𝐷𝐷2𝑉𝑉3

8= 0,9 W (3.1)

Se stabilește raza inactivă a turbinei respectiv raza butucului :

𝑐𝑐0 = 0,025 m (3.2)

Anvergura paletei L rezultă ca diferenţă între raza rotorului și raza butucului

𝐿𝐿 = 𝑑𝑑 − 𝑐𝑐0 = 0,09 m (3.3)

Rapiditatea variază liniar cu raza rotorului deci λ = λ (r). Rapiditatea la vârful palelor λ(R) se alege în funcţie de soliditatea turbinei S, definită ca raport între aria totală a palelor și aria discului. Pentru un rotor cu trei pale, diametru D, coarda c, și anvergura L impuse, rezultă suprafaţa totală a palelor. Din graficul de variaţie a solidităţii turbinei în funcţie de rapiditate [D3], se alege rapiditatea la vârful palelor, λ(R)= 4,18. În proiectare se utilizează modelul Glauert

Contribuţii privind calculul şi realizarea modelului demonstrativ de miniturbină cinetică

Cap. 3

25

adaptat pentru obţinerea unui coeficient de putere maxim. Pentru calcul se utilizează programul Matchad.

Având cunoscute viteza medie de curgere a fluidului, rapiditatea și raza turbinei se determină viteza unghiulară de rotaţie și turaţia turbinei:

𝑑𝑑 = λ(R) V𝑑𝑑

= 13,04 rad/s (3.4)

𝑠𝑠𝑡𝑡 = 30 𝑑𝑑𝜌𝜌

= 124,52 rot/min (3.5)

Pentru calculul paletei se adoptă un număr de 10 secţiuni. Razele secţiunilor de calcul se determină cu relaţia:

𝑐𝑐𝑗𝑗 = 𝑐𝑐0 + 𝐿𝐿𝑗𝑗9

în care 𝑗𝑗 = 0 ÷ 9 (3.6)

Se calculează rapiditatea în fiecare secţiune :

𝜆𝜆𝑗𝑗 =𝑑𝑑𝑐𝑐𝑗𝑗𝑉𝑉

(3.7)

Din condiţia de maxim pentru coeficientul de putere rezultă coeficientul vitezei axiale induse în fiecare secţiune de calcul:

𝑘𝑘𝑗𝑗 = cos𝑐𝑐𝑗𝑗 �𝜆𝜆𝑗𝑗2 + 1, în care 𝑐𝑐𝑗𝑗 =𝑎𝑎𝑐𝑐𝑐𝑐𝑡𝑡𝑡𝑡 �𝜆𝜆𝑗𝑗 �+𝜌𝜌

3 (3.8)

Se determină unghiul vitezei relative 𝑐𝑐𝑗𝑗 :

𝑐𝑐j = 𝑎𝑎𝑐𝑐𝑐𝑐𝑡𝑡𝑡𝑡1+𝑘𝑘𝑗𝑗

𝜆𝜆𝑗𝑗 (1+ℎ𝑗𝑗 ) (3.10)

Se calculează parametrul energetic 𝐸𝐸𝑑𝑑𝐸𝐸𝑗𝑗 , pentru cazul unui profil cu rezistenţă la înaintare nulă, conform modelului Glauert:

𝐸𝐸𝑑𝑑𝐸𝐸𝑗𝑗 = 8𝜌𝜌𝑐𝑐𝑐𝑐𝑗𝑗 𝑡𝑡𝑡𝑡�𝑐𝑐𝑗𝑗 � sin(𝑐𝑐𝑗𝑗 )1−𝑘𝑘𝑗𝑗1+𝑘𝑘𝑗𝑗

, (3.11)


Cap. 3

26

Variaţia acestui parametru de-a lungul anvergurii paletei este dată în figura 3.4

Fig.3.4 Variaţia parametrului energetic pentru un rotor ideal

Alegerea profilului hidrodinamic

Pentru calculul palelor, se alege din catalog un profil hidrodinamic care are un parametru energetic ERRj cât mai apropiat de parametru ERIj determinat prin calcul pentru datele de proiectare impuse. Profilul ales din catalog este Eppler 479 .

Calculul hidrodinamic al palei Folosind datele de catalog ale profilului adoptat se face

calculul hidrodinamic al palei, pentru a determina coeficientul de portanţă CP, coeficientul de rezistenţă la înaintare CR, și unghiul de încidenţă α, în toate secţiunile de calcul stabilite. Calculul se face începând cu secţiunea de la butuc, apoi pentru secţiunea de la vârful palei și celelalte secţiuni intermediare.

Calculul parametrilor hidrodinamici în secţiunea butucului rotorului

Pentru a realiza calculul coeficientului de portanţă Cpb necesar la butuc se impune coarda paletei la butuc cb=0,034 (m) şi numărul de palete n=3. Coeficientul de portanţă necesar la butuc este:

𝐶𝐶𝑝𝑝𝑏𝑏 = 𝑐𝑐0(𝐸𝐸𝑑𝑑𝑑𝑑0)𝑠𝑠𝑐𝑐𝑏𝑏

= 0,761 (3.13)

Calculul unghiului de incidenţă al profilului în secţiunea butucului se face utilizând curbele de catalog ale profilului și coeficientul de portanţă determinat cu relaţia (3.13). Din curbele de


Cap. 3

27

catalog ale profilului, cu ajutorul programului DataFit se determină legea polinomială de variaţie a unghiului de incidenţă în raport cu coeficientul de portanţă .

Cu ajutorul acestui polinom având coeficientul de portanţă necesar la butuc calculat se determină unghiul de incidenţă la butuc, αb=6,781 grade.

Din curbele de catalog ale profilului, cu ajutorul programului DataFit se determină legea polinomială de variaţie a coeficientului de rezistenţă la înaintare în raport cu unghiului de incidenţă. Folosind această lege de variaţie a coeficientului de rezistenţă la înaintare se determină CR = CR (αb)=9,061∙10-3.

Din datele de catalog ale profilului, cu programul DataFit, se găseşte o lege de variaţie și pentru coeficientul de portanţă în funcţie de unghiul de incidenţă:CPb = CP (αb)=0,761

Având coeficientul de rezistenţă la înaintare și coeficientul de portanţă în secţiunea de la butuc se determină parametru de soliditate 𝜇𝜇 în această secţiune.

Calculul parametrilor hidrodinamici în secţiunea de la vârful rotorului

Pentru determinarea parametrilor hidrodinamici ai profilului de la vârful paletei, etapele de calcul sunt similare cu cele realizate pentru profilul de la butuc.

Calculul parametrilor hidrodinamici în secţiunile de lucru ale profilului

Se calculează coeficientul de portanţă în fiecare secţiune cu relaţia:

𝐶𝐶𝑝𝑝𝑗𝑗 =𝑐𝑐𝑗𝑗 (𝐸𝐸𝑑𝑑𝑑𝑑j )

𝑠𝑠c (3.18)

Variaţia coeficientului de portanţă în lungul palei este prezentată în figura 3.7

Fig.3.7 Variaţia coeficientului de portanţă


Cap. 3

28

Variaţia coeficientului de rezistenţă la înaintare de-a lungul razei rotorului este prezentată în figura 3.9

Fig.3.9 Variaţia coeficientului de rezistenţă la înaintare

Având coeficientul de rezistenţă la înaintare și coeficientul de

portanţă pentru toate secţiunile de calcul se poate determina parametrul de soliditate hidrodinamică cu relaţia 𝜇𝜇𝑗𝑗 =

𝐶𝐶𝑑𝑑𝑗𝑗𝐶𝐶𝑃𝑃𝑗𝑗

.

Din analiza graficelor prezentate în figurile 3.7,3.9 se constată că, coeficientul de portanţă și coeficientul de rezistenţă la înaintare scad cu creșterea razei, iar soliditatea hidrodinamică crește cu creșterea razei.

Calculul forţei tangenţiale și a momentului

Pentru miniturbina cinetică proiectată se calculează forţa tangenţială și momentul la ax cu relaţiile (2.40) și (2.47) (capitolul 2).

Variaţia forţei tangenţiale pe raza rotoului este prezentată în figura 3.11

Fig.3.11Variaţia forţei tangenţiale în funcţie de raza rotorului


Cap. 3

29

Variaţia momentului la axul miniturbinei este prezentată în

figura 3.12

Fig. 3.12 Variaţia momentului în funcţie de raza rotorului

Cunoscând momentul la axul turbinei și viteza unghiulară de

rotaţie se determină puterea. Variaţia puterii în funcţie de raza rotorului se prezintă în figura 3.13.

Fig. 3.13 Variaţia puterii în funcție de raza rotorului

Coeficientul de putere se calculează conform modelului

Glauert cu relaţia:

𝐾𝐾𝑝𝑝𝑗𝑗 =�1+𝑘𝑘𝑗𝑗 ��1−𝑘𝑘𝑗𝑗

2�[1−𝜇𝜇 𝑗𝑗 𝜆𝜆𝑗𝑗 (ℎ𝑗𝑗+1)

1+𝑘𝑘𝑗𝑗]

�1+ℎ𝑗𝑗 �[1+𝜇𝜇𝑗𝑗1+𝑘𝑘𝑗𝑗

𝜆𝜆𝑗𝑗 (ℎ𝑗𝑗+1)] (3.19)

Variaţia coeficientului de putere în funcţie de raza rotorului este prezentată în figura 3.14.


Cap. 3

30

Fig. 3.14 Variaţia coeficientului de putere în funcţie de raza rotorului

Din analiza variaţiei coeficientului de putere în funcţie de raza rotorului (figura 3.14) se poate concluziona că miniturbina proiectată este una cu performanţe hidrodinamice bune. 3.2 Contribuţii privind realizarea modelului demonstrativ de miniturbină cinetică

Modelul demonstrativ al miniturbinei cinetice este realizat pe baza modelului de calcul propus în capitolul 3.1. Modelarea 3D s-a realizat utilizând programului de design Solid Works. Elementele componente ale miniturbinei (figura 3.15) au fost modelate în modulul „Part” al programului.

Fig.3.15 Vedere explodată a miniturbinei


Cap. 3

31

1- carena, 2 – butuc rotor, 3 - butuc miniturbină, 4 - element de etanşare, 5 - rulmenţi, 6 - palete, 7- axul miniturbinei.

După realizarea componentelor acestea sunt importate în modulul Assembly şi prin impunerea unor condiţii geometrice (concentricitate, tangenţă etc) se realizează ansamblul. Modelul 3D, şi cotele de gabarit ale miniturbinei sunt prezentate în figura 3.16.

. Fig. 3.16 Miniturbina cinetică

Modelarea 3D a paletelor

Paletele modelului experimental al miniturbinei sunt realizate

pe baza calculului de proiectare care s-a făcut pornind de la caracteristicile hidrodinamice ale profilului de tip Eppler 479. Acest profil a fost ales în capitolul 3.1 din condiţii hidrodinamice. Din calculul de proiectare s-au determinat valorile unghiurilor de aşezare a profilului în fiecare secţiune. Pentru modelarea paletei, profilul ales este figurat în fiecare secţiune de calcul la unghiul de aşezare corespunzător.

Modelul 3D al paletei se obţine utilizând comanda Loft prin care sunt unite contururile profilului din toate secţiunele de calcul, figura 3.19


Cap. 3

32

Fig.3.19 Paleta miniturbinei

Modelarea 3D a carenei

Calculul şi proiectarea carenei nu se poate face pe cale teoretică decât admiţând ipoteze simplificatoare asupra structurii mişcării, cea mai răspândită fiind teoria mişcării potenţiale axial simetrice a fluidului perfect, [C4]. Pentru cazul turbinei proiectate, carena a fost trasată în conditiile impunerii vitezei curentului general de fluid (v∞ = 0.358 [m/s]) şi a gabaritului în zona racordării la butuc (Db = 50 [mm]). Domeniul de variaţie pentru extinderea radială r este 𝑐𝑐 = [0; 25], iar pentru extinderea axială z este z=[-40;40], valorile fiind în milimetri. În tabelul 3.4 sunt prezentate o serie de puncte ce descriu carena.

Tabelul 3.4 r 0 2,083 4,167 6,25 8,333 10,417 12,5 14,583 16,667 z 39,083 39,042 38,75 38,167 37,333 36,25 34,833 33 30,583

r 18,917 20,333 21,917 23 23,75 24,333 24,75 25

z 27,5 25 20,833 16,667 12,5 8,333 4,167 0


Cap. 3

33

Cu acest profil se modelează carena (figura 3.19) utilizând comanda Revolve din modulul Part al programului Solid Works.

Fig.3.19 Carena

În urma analizei posibilităţilor de execuţie, având în vedere complexitatea suprafeţelor de prelucrat (torsionare), importanţa calităţii suprafeţelor, pentru a obţine performanţe hidrodinamice cât mai bune, s-a optat pentru prelucrare pe un centru de frezare în trei axe, MAZAK VTC 300 II C. Programul de maşinare folosit a fost CAM POWER MILL 10.

Concluzii:

Din calculul de proiectare al miniturbinei se constată că performanţele acesteia sunt influenţate atât de parametri constructivi cât şi de cei hidraulici.

Dintre parametri constructivi coarda profilului şi numărul de palete ale rotorului miniturbinei au influenţă directă asupra performanţelor.

Pentru realizarea modelului demonstrativ s-a utilizat programul Solid Works. În acest program s-au proiectat modelele 3D ale elementelor miniturbinei. Aceste modele au fost utilizate pentru generarea codului de maşinare în vederea execuţiei pe centru de frezare în trei axe, MAZAK VTC 300 II C.

Capitolul 4 - ANALIZA INFLUENŢEI UNOR PARAMETRI HIDRAULICI ŞI CONSTRUCTIVI ASUPRA PERFORMANŢELOR TURBINELOR CINETICE 4.1 Analiza influenţei variaţiei de viteză cu adâncimea asupra performanţelor miniturbinelor cinetice

În situaţia reală viteza variază cu adâncimea în secţiunea de lucru a turbinei, iar această variaţie a vitezei influenţează performanţele turbinei. Pentru canalul vitrat din laboratorul de Mecanica Fluidelor Maşini şi Actionări Hidraulice şi Pneumatice, pe care se fac determinările experimentale, secţiunea de lucru este la distanţa de 1,5 m faţă de camera de liniştire (C.L.).

Fig.4.1 Schiţa canalului vitrat cu poziţionarea secţiunii de lucru

Se cunoaşte geometria canalului (figura 4.1) și viteza medie de

curgere în secţiunea de lucru, V=0,282 m/s. Regimul de curgere prin canal este dat de mărimea numărului Reynolds Re=49390. Regimul de curgere este turbulent. Panta hidraulică a canalului are valoarea I=5,966*10-4.

Analiza influenţei variaţiei de viteză cu adâncimea asupra performanţelor miniturbinelor cinetice se realizează prin comparaţia următorilor parametri: coeficient de portanţă, coeficient de rezistenţă la înaintare, parametru de soliditate, forţă tangenţială, moment la ax, putere, unghi de răsucire și coeficient de putere luând în considerare trei cazuri concrete:

1. – variaţia parametrilor hidrodinamici pentru o pală proiectată la viteză constantă (V=ct.) în secţiunile de calcul;

Analiza influenţei unor parametri hidraulici și constructivi asupra performanţelor turbinelor cinetice - Rezumat

Cap. 4

35

2. – variaţia parametrilor hidrodinamici pentru o pală proiectată ţinând seama de variaţia de viteză din zona superioară (VZS ≠ ct.) a secţiunii de lucru;

3. - variaţia parametrilor hidrodinamici pentru o pală proiectată ţinând seama de variaţia de viteză din zona inferioară (VZI ≠ ct.) a secţiunii de lucru;

Pentru a putea compara rezultatele cu cele obţinute în situaţia în care s-a considerat o viteză medie pe secţiunea de lucru (punctul 1) se realizează medierea rezultatelor obţinute la punctele 2 și 3.

Toate rezultatele grafice sunt prezentate în raport cu parametrul adimensional, respectiv raza relativă rr j.

Variaţia coeficientului de putere

În figura 4.10 se prezintă variaţia coeficientului de putere (Kp) pentru cele trei cazuri considerate.

Fig.4.10 Variaţia coeficientului de putere

Din analiza rezultatelor (figura 4.10) se constată că atât pentru

cazul rotorului proiectat luând în considerare viteza medie a curentului pe secţiunea rotorului, cât și pentru cazul când rotorul se proiectează pentru viteză variabilă în secţiunea de lucru, coeficientul mediu de putere este același.

În urma analizei efectuate se constată că influenţa variaţiei de viteză pe adâncimea secţiunii de lucru asupra performanţelor unei miniturbine cinetice poate fi aproximată, cu o bună acurateţe, dacă în proiectare se consideră viteza medie a curentului în secţiunea baleiată de rotor.


Cap. 4

36

4.2 Analiza influenţei unor parametri constructivi asupra performanţelor turbinelor cinetice 4.2.1 Influenţa variaţiei corzii asupra performanţelor miniturbinei cinetice

Pentru a studia influenţa variaţiei corzii asupra performanţelor miniturbinei cinetice se consideră trei valori pentru coardă notate c134, c144, c154 (34 mm, 44 mm, 54 mm). Pentru fiecare tipodimensiune pentru care se realizează analiza palele au coarda constantă în lungul anvergurii.

Analiza influenţei variaţiei corzii asupra performanţelor miniturbinei cinetice se realizează prin comparaţia următorilor parametri: coeficient de portanţă, coeficient de rezistenţă la înaintare, parametru de soliditate, forţă tangenţială, moment la ax, putere la ax, unghi de răsucire și coeficient de putere. Rezultatele prezentate au fost obţinute utilizând programul Matchad.


În figura 4.18 se prezintă variaţia coeficientului de putere (Kp) pentru cele trei mărimi ale corzii.


Din analiza rezultatelor obţinute se constată că pentru cele trei

situaţii avute în vedere coeficientul de putere este mai mare pentru cazul corzii c = 34 mm.

Impunînd drept criteriu de selectie coeficientul de putere în urma analizei efectuate privind influenţa variaţiei corzii asupra


Cap. 4

37

performanţelor miniturbinei cinetice, se constată că pentru coarda minima c134= 34 mm coeficientul de putere este optim.

4.2.2 Influenţa numărului de pale

Luând în considerare rezultatele obţinute privind influenţa mărimii corzii asupra performanţelor miniturbinei cu trei pale, rezultă că pentru coardă de 34 mm şi anvergura de 90 mm se obţin performanţele maxime. Pentru a analiza influenţa numărului de pale se fac următoarele ipoteze. Se menţin viteza de curgere a fluidului şi anvergura paletei (diametrul rotorului) constante. Se consideră două cazuri, respectiv cu coardă constantă şi coarda variabilă în lungul anvergurii şi se reproiectează palele pentru rotor cu două, patru şi respectiv cinci pale.

A. Influenţa numărului de pale cu coardă constantă asupra performanţelor miniturbinei, figura 4.20

Fig.4.20 Miniturbine cinetice cu pale având coarda constantă în lungul anvergurii


În figura 4.28 se prezintă variaţia coeficientului de putere (Kp) pentru cele patru cazuri considerate



Cap. 4

38

Pentru a putea compara valorile coeficienţilor de putere se calculează coeficienţii de putere medii în cele patru situaţii, rezultatele fiind prezentate în figura 4.29.

Fig.4.29 Variaţia coeficienţilor de putere medii

Impunînd drept criteriu de selecţie a numărului de palete

coeficientul de putere Kp, rezultă ca variantă optimă rotorul cu trei palete, fapt constatat şi din literature de specialitate.

B.Influenţa numărului de pale cu coardă variabilă în lungul anvergurii asupra performanţelor miniturbinei, figura4.30

Se consideră paletă de formă trapezoidală. Coarda de la butuc are aceeaşi mărime ca în cazul studiat anterior c134=34mm, iar coarda de la vârf are valoare c134/2 =17 mm.

Fig.4.30 Miniturbine cinetice cu pale având coarda variabilă în lungul anvergurii


În figura 4.38 se prezintă variaţia coeficientului de putere pentru cele patru cazuri considerate.


Cap. 4

39


Din analiza rezultatelor obţinute (figura 4.38) se constată că în

zona butucului coeficientul de putere cel mai bun este pentru rotorul cu două pale iar în zona vârfului cel mai bine lucrează rotorul cu patru pale. De asemenea pentru rotorul cu cinci pale se obţine un coeficient de putere bun în zona vârfului. Pentru a putea decide asupra situaţiei optime se calculează coeficienţii de putere medii în cele patru situaţii, rezultatele fiind prezentate în figura 4.39.

Fig.4.39 Variaţia coeficienţilor de putere medii

Din analiza rezultatelor obţinute pentru coeficienţii de putere medii (figura 4.39) se constată că valoarea cea mai mare se obţine pentru cazul rotorului cu trei pale


Cap. 4

40

Concluzii:

Din analiza influenţei variaţiei de viteză cu adâncimea asupra performanţelor turbinelor cinetice, rezultă : • atât pentru cazul rotorului proiectat luând în considerare viteza

medie a curentului pe secţiunea rotorului, cât și pentru cazul când rotorul se proiectează pentru viteză variabilă în secţiunea de lucru, coeficientul mediu de putere este același.

• Influenţa variaţiei de viteză pe adâncimea secţiunii de lucru asupra performanţelor unei miniturbine cinetice poate fi aproximată, cu o bună acurateţe, dacă în proiectare se consideră viteza medie a curentului în secţiunea baleiată de rotor.

Din analiza influenţei parametrului constructiv, coardă, asupra performanţelor turbinelor cinetice, rezultă: • Impunînd drept criteriu de selecţie coeficientul de putere, în urma

analizei efectuate privind influenţa variaţiei corzii asupra performanţelor miniturbinei cinetice, se constată că pentru coarda minimă c134= 34 mm coeficientul de putere este optim.

• Utilizînd palete cu coardă variabilă în lungul anvergurii se constată o creştere a coeficientului de putere, deci energia extrasă din curent este mai mare

Din analiza influenţei parametrului constructiv, număr de pale, asupra performanţelor miniturbinelor cinetice, rezultă: • Impunînd drept criteriu de selecţie a numărului de palete

coeficientul de putere Kp, rezultă ca variantă optimă rotorul cu trei palete, fapt constatat şi din literature de specialitate.

Capitolul 5 - CERCETĂRI EXPERIMENTALE ASUPRA PERFORMANȚELOR MINITURBINELOR CINETICE

5.1 Cercetări privind performanţele miniturbinelor cinetice, realizate prin simulări numerice

5.1.1 Formularea problemei

Pentru a simula miniturbina hidraulică proiectată aceasta este testată virtual, folosind modulul Solid Works Flow Simulation. Spre deosebire de alte programe CFD (Computational Fluid Dinamic) Solid Works Flow Simulation combină un nivel ridicat de funcţionalitate şi precizie cu uşurinţa de utilizare. Cu toate că nu este un program specializat pe analiza curgerii el oferă rezultate bune [N10],[N11]. Acest software poate fi utilizat pentru a simula curgeri interne sau externe (figura 5.1).

Fig.5.1 Vedere generală a wizard-ului din Solid Works Flow Simulation

Obiectivul simulării este de a determina momentul la axul

miniturbinei pentru diverse condiţii de simulare. În acest scop a fost realizat modelul de simulare a miniturbinei cinetice.

Cercetări experimentale asupra performanțelor miniturbinelor

cinetice - Rezumat

Cap. 5

42

5.1.2 Modelul de simulare a miniturbinei cinetice şi rezultate obţinute

În urma concluziilor obţinute pe baza modelului de calcul din capitolul 4, privind influenţa parametrilor hidraulici şi constructivi asupra performanţelor miniturbinelor hidraulice a rezultat ca variantă optimă rotorul cu trei pale, fapt constatat şi din literatura de specialitate.

Simulările se realizează pentru un rotor cu trei pale în următoarele ipoteze: 1. rotor cu palete proiectate pentru o viteză V=Vmediu= ct. în

sectiunea de lucru a turbinei. Pentru simulare se impune prin software o viteză de curgere a curentului de fluid Vs = ct.

2. rotor cu palete proiectate pentru o viteză V= Vmediu=ct. în secţiunea de lucru a turbinei. Pentru simulare se impune prin software o viteză de curgere a curentului Vs ≠ct.

3. rotor cu palete proiectate pentru o viteză V=VZS≠ct, considerând paleta în poziţie verticală pentru zona superioară a secţiunii de lucru a turbinei în care viteza este VZS. Pentru simulare se impune prin software o viteză de curgere a curentului Vs ≠ct.

4. rotor cu palete proiectate pentru o viteză V=VZI ≠ct., considerând paleta în poziţie verticală pentru zona inferioară a secţiunii de lucru a turbinei, zonă în care viteza este VZI. Pentru simulare se impune prin software o viteză de curgere a curentului de fluid V s ≠ct.

Rezultate ale simulărilor rotorului cu palete proiectate

pentru o viteză V= Vmediu = ct. în secţiunea de lucru a turbinei Pentru simulare se impune prin software o viteză de curgere a

curentului de fluid Vs = ct. În urma analizei modelului geometric utilizând programul

Solid Works Flow Simulation este generat în mod automat domeniul de lucru (figura 5.1).


cinetice - Rezumat

Cap. 5

43

Fig.5.1 Poziţionarea implicita a miniturbinei în zona domeniului de lucru

Prin simulare se urmăreşte determinarea mărimii forţei

tangenţiale şi a momentului la axul miniturbinei. Rezultatele obţinute sunt prezentate în figurile 5.2- 5.3.

Fig.5.2 Variaţia forţei tangenţiale

Valoarea forţei tangenţiale obţinute prin simulare este

comparabilă cu forţa tangenţială obţinută prin proiectare.

Fig.5.3 Variaţia momemtului la axul miniturbinei


cinetice - Rezumat

Cap. 5

44

Valoarea momentului obţinut prin simulare este comparabilă cu momentul obţinut prin proiectare.

Rezultatele simulării pentru rotor cu palete proiectate la o viteză V=Vmediu=ct. în secţiunea de lucru a turbinei

Pentru simulare se impune prin software o viteză de curgere a

curentului Vs ≠ ct. Pentru această situaţie, geometria domeniului de

lucru coincide cu geometria canalului hidraulic, figura 5.5.

Fig.5.5 Poziţionarea miniturbinei în zona domeniului de lucru

Prin simulare se urmăreşte determinarea mărimii forţei

tangenţiale şi a momentului la axul miniturbinei. Rezultatele obţinute sunt prezentate în figurile 5.6-5.7.



cinetice - Rezumat

Cap. 5

45

Fig.5.7 Variaţia momentului la axul miniturbinei

Valoarea forţei tangenţiale obţinute prin simulare este

comparabilă cu forţa tangenţială obţinută prin proiectare. Valoarea momentului obţinut prin simulare este comparabilă

cu momentul obţinut prin proiectare. În figura 5.8 se prezintă cumulat variaţia momentului la axul

miniturbinei pentru cazurile prezentate mai sus.


Din analiza comparativă se constată creşterea momentului

pentru varianta de simulare cu viteză variabilă. Rezultatele simulării pentru rotor cu palete proiectate

pentru o viteză V=VZS ≠ ct., considerând paleta în poziţie verticală pentru zona superioară a secţiunii de lucru a miniturbinei


curentului de fluid Vs≠ ct. Domeniul de lucru rămâne cel prezentat în figura 5.5.


cinetice - Rezumat

Cap. 5

46

Prin simulare se urmăreşte determinarea mărimii forţei tangenţiale şi a momentului la axul miniturbinei. Rezultatele obţinute sunt prezentate în figurile 5.9-5.10.


Fig.5.10 Variaţia momentului la axul miniturbinei

Valoarile forţei tangenţiale şi a momentului obţinute prin

simulare sunt comparabile cu valorile obţinute prin proiectare. Rezultatele simulării pentru rotor cu palete proiectate

pentru o viteză V ≠ct., considerând paleta în poziţie verticală pentru zona inferioară a secţiunii de lucru a miniturbinei


curentului Vs = variabil. Domeniul de lucru rămâne cel prezentat în figura 5.5.

Prin simulare se urmăreşte determinarea mărimii forţei tangenţiale şi a momentului la axul miniturbinei. Rezultatele obţinute sunt prezentate în figurile 5.11 - 5.12.


cinetice - Rezumat

Cap. 5

47



Valorile forţei tangenţiale şi a momentului obţinute prin

simulare sunt comparabile cu valorile obţinute prin proiectare. Pentru compararea momentelor axiale obţinute prin simulare se reprezintă grafic valorile momentelor axiale medii pentru cele patru situaţii de simulare, figura 5.13.



cinetice - Rezumat

Cap. 5

48

Din analiza comparativă se constată că valoarea maximă a momentului axial se obţine în cazul 2 de simulare care s-a realizat pentru un rotor proiectat pentru o viteză V=Vmediu= ct., şi pentru simulare s-a impus prin software o viteză de curgere a curentului de fluid Vs ≠ ct.

5.2 Cercetări privind performanţele miniturbinelor cinetice, realizate prin încercări experimentale 5.2.1 Introducere

Pentru a valida modelul de calcul a miniturbinei, în capitolul 5.1 au fost prezentate rezultate ale încercărilor obţinute prin simulare numerică.

S-a realizat un stand care permite încercarea modelului de miniturbină cinetică. Realizarea modelului demonstrativ de miniturbină (figura 5.14) a fost prezentată în capitolul 3.

Fig.5.14 Miniturbina încercată în canal

1 – carena, 2 – rotorul, 3 – axul miniturbinei de la care se va prelua mişcarea de rotaţie, 4 – butuc, 5 – paleta.

5.2.2 Prezentarea standului experimental

Determinările experimentale au fost realizate în canalul vitrat din cadrul laboratorului de Mecanica Fluidelor Maşini şi Actionări


cinetice - Rezumat

Cap. 5

49

Hidraulice şi Pneumatice. Schiţa canalului este prezentată în figura 5. 14.

Fig.5.14 Schiţa canalului vitrat

Circulaţia apei în canalul hidraulic vitrat C.H.V. este asigurată

de cele două pompe centrifuge P1 şi P2, care aspiră din rezervorul R1 prin sorbul cu clapetă S. Pornirea şi oprirea în condiţii de siguranţă cât şi reglarea regimului de funcţionare pentru cele două pompe se realizează prin intermediul robinetelor de aspiraţie Ra şi respectiv de refulare Rr. Robinetul R dispus pe conducta de aducţiune C.A. permite modificarea debitului de apă care circulă prin canal. Amortizarea oscilaţiilor nivelului liber al apei din rezervorul R2 se realizează prin intermediul camerei de liniştire C.L. Închiderea circuitului apei şi menţinerea unuii nivel corespunzător în rezervorul de aspiraţie R1, se realizează prin intermediul canalului de întoarcere C.I. Secţiunea de lucru, unde se montează miniturbina în vederea determinărilor experimentale este poziţionată la distanţa de 1,5 m faţă de camera de liniştire (C.L.).

Vederile generale, din diferite unghiuri, ale standului experimental, sunt prezentate în figurile 5.16-5.18.


cinetice - Rezumat

Cap. 5

50

Fig.5.16 Stand pentru determinări experimentale-vedere din faţă

Fig.5.17 Stand pentru determinări experimentale-vedere din lateral


cinetice - Rezumat

Cap. 5

51

Fig.5.18 Stand pentru determinări experimentale-vedere din spate

Elemente : 1- miniturbină cinetică, 2- cablul flexibil prin care

este preluată mişcarea de rotaţie de la axul miniturbinei şi transmisă fuliei 7 prin intermediul axului 3. Dispozitivul este prevăzut cu o roată 8 cu rol de a susţine cureaua din piele 9. Cureaua din piele trece peste cele două roţi 7 şi 8 având un capăt fix, cel din apropierea roţii 7 iar la celălalt capăt are ataşat un taler pe care se vor pune diverse mase de încărcare. Cercetările experimentale își propun să determine momentul axial la arborele miniturbinei prin încărcare mecanică a acesteia, cu un dispozitiv mecanic de frânare cu bandă (piele) prezentat în figura 5.19.

Fig.5.19 Dispozitiv mecanic de frânare cu bandă


cinetice - Rezumat

Cap. 5

52

Descompunerea dispozitivului în elementele componente şi figurarea eforturilor ce acţionează asupra acestora este prezentată în figura 5.20.

Fig.5.20 Schema de încărcare

Relaţia de calcul a momentului la axul miniturbinei rezultă din

condiţii de echilibru:

𝑑𝑑0 = 𝐺𝐺 5.1

𝑑𝑑0 = 𝑑𝑑1 5.2

𝐹𝐹𝑓𝑓 = 𝑑𝑑1 ∙ 𝑒𝑒−𝜇𝜇𝑐𝑐 5.3

𝑑𝑑𝑒𝑒 − 𝑑𝑑1 ∙ 𝑐𝑐 − 𝐹𝐹𝑓𝑓 ∙ 𝑐𝑐 = 0 5.4

𝑑𝑑𝑒𝑒 = 𝑚𝑚 ∙ 𝑡𝑡(1 + 𝑒𝑒−𝜇𝜇𝑐𝑐 ) ∙ 𝑐𝑐 5.1 S-au utilizat următoarele notaţii: m-masa totală de încărcare, g=9,81m/s2- acceleraţia gravitaţională, G = m·g –forţa de greutate, µ = 0,3 – coeficientul de frecare dintre cureaua din piele şi metal, θ = π – unghiul de înfăsurare, r = 0,02 m – raza roţii .

Pentru diverse forţe de greutate (G) s-au determinat turaţiile la axul miniturbinei. Turaţiile au fost măsurate cu ajutorul unui tahometru Compact de tip A2102 (figura 5.21).


cinetice - Rezumat

Cap. 5

53

Fig.5.21 Tahometru Compact tip A2102

Acest tip de tahometru poate fi utilizat atât pentru măsurarea

turaţiilor cât şi a vitezelor liniare. Caracteristici tehnice: Domeniul de măsurare pentru turaţii: 3÷99999 rot/min, Domeniul de măsurare pentru viteze liniare: 0,3÷19999 m/min, Precizia : 0,01 % ± 1 cifră Afişare electronică cu cinci cifre. Pentru măsurarea vitezei s-a utilizat morişca hidrometrică

Flowatch din dotarea laboratorului (figura 5.22).

Fig.5.22 Morişca hidrometrică Flowatch

1-geantă pentru accesorii, 2- tijă telescopică, 3-rotor, 4- fluometru

Poate fi folosită pentru:

• Măsurarea curgerii (vitezei curentului) râurilor • Curgerea în canale • Studii hidrologice • Canale de irigaţii

Specificaţii tehnice: Măsurarea vitezei curentului: Funcţii: viteza curentă, medie (setabil între 3s şi 24 ore) Unităţi: km/h, m/s, cm/s, mph şi noduri Interval de măsurare: de la 0,3/ 2 la 150 km/h (apa/ aer) Specificaţii rotoare:


cinetice - Rezumat

Cap. 5

54

Rotoare apa: senzitivitate minima sub 0,3 km/h, precizie ±2% (eroare de directionare a rotorului pe axa curentului ±3% la ±20ºC ) Temperatura de funcţionare între –20 şi 70 ºC.

Valorile maselor de încărcare şi turaţiile corespunzătoare la axul miniturbinei sunt prezentate în tabelul 5.1

Tabelul 5.1 Nr. Masa

m (Kg) Turaţia

n (rot/min)

Nr. Masa m (Kg)

Turaţia n

(rot/min)

Nr Masa m (Kg)

Turaţia n (rot/min

1 0 138 10 0,4500 84 19 0,9000 27

2 0,0500 128 11 0,5000 70 20 0,9500 24

3 0,1000 122 12 0,5500 61 21 0,9600 23

4 0,1500 113 13 0,6000 58 22 0,9700 19

5 0,2000 107 14 0,6500 54 23 0,9900 18

6 0,2500 103 15 0,7000 48 24 1,0100 15

7 0,3000 98 16 0,7500 43 25 1,0300 13,5

8 0,3500 91 17 0,8000 37 26 1,0500 12

9 0,4000 86 18 0,8500 32


cinetice - Rezumat

Cap. 5

55

În urma prelucrării datelor experimantale s-au obţinut momentul la axul miniturbinei cinetice în funcţie de turaţie. Rezultatele obţinute sunt prezentate în figura 5.23

Fig.5.23 Momemtul la axul miniturbinei

Utilizând caracteristica de moment prezentată în figura 5.23 , se prezintă caracteristica Ne=f(n), figura 5.24.

Fig.5.24 Puterea la axul miniturbinei

Puterea la ax obţinută în urma încercărilor experimentale

pentru datele de proiectare este:

N𝑒𝑒 𝑎𝑎𝑎𝑎 ≈ 0.85 𝑊𝑊


cinetice - Rezumat

Cap. 5

56

Concluzii:

Simulările numerice s-au realizat pentru miniturbina cu trei pale în diverse condiţii de simulare utilizând programul Solid Works Flow Simulation.

Din analiza rezultatelor simulărilor rezultă ca variantă optimă cazul cu rotor proiectat pentru viteză medie constantă în secţiunea de lucru a rotorului. Pentru această situaţie s-a realizat modelul demonstrativ pe care s-au făcut încercările experimentale.

Pentru determinarea vitezelor locale şi respectiv a vitezei medii în secţiunea de lucru s-a utilizat morişca hidrometrică de tip flowatch din dotarea laboratorului.

Având în vedere secţiunea mică de lucru a canalului vitrat, care a impus diametrul miniturbinei şi respectiv caracteristicile mecanice la axul acesteia, posibilităţile noastre de măsurare a parametrilor mecanici la ieşire au fost limitate.

Pentru realizarea încărcării şi determinării momentului la axul miniturbinei cinetice s-a realizat un dispozitiv mecanic de frânare cu bandă care permite încărcarea miniturbinei, precizia acestuia fiind limitată de adoptarea coeficientului de frecare.

În determinările experimentale nu s-au luat în considerare frecările vâscoase a carenei şi a cablului flexibil de transmitere a turaţiei.

Cu dispozitivul de măsurare realizat, rezultatele experimentale obţinute sunt comparabile cu rezultatele obţinute din modelul teoretic şi din simulările numerice.

Rezultatele experimentale validează modelul teoretic de calcul.

Concluzii finale, contribuţii şi perspective de continuare a cercetărilor-Rezumat

Cap. 6

57

Capitolul 6 - CONCLUZII FINALE, CONTRIBUȚII ȘI PERSPECTIVE DE CONTINUARE A CERCETĂRILOR

6.1 Concluzii finale

1. In urma analizei bibliografice s-a constatat că din punct de vedere al impactului ecologic şi social este mai covenabilă utilizarea energiei cinetice a apelor curgătoare fără construcţia barajelor.

2. Pe baza analizei modelelor matematice dezvoltate de diverşi autori, utilizate pentru turbine eoliene se poate realiza un model matematic specific pentru turbinele hidrocinetice

3. Din calculul de proiectare al miniturbinei se constată că performanţele acesteia sunt influenţate atât de parametri constructivi cât şi de cei hidraulici.

4. Dintre parametri constructivi coarda profilului şi numărul de palete ale rotorului miniturbinei au influenţă directă asupra performanţelor.

5. Din analiza influenţei parametrului constructiv, coardă, asupra performanţelor miniturbinelor cinetice, rezultă pe baza modelului de calcul că pentru coarda minimă c134= 34 mm , coeficientul de putere este optim.

6. Utilizînd palete cu coardă variabilă în lungul anvergurii se constată prin analiza făcută pe modelul de calcul o creştere a coeficientului de putere.

7. Din analiza influenţei parametrului constructiv, număr de pale, asupra performanţelor miniturbinelor cinetice, impunînd drept criteriu de selecţie a numărului de palete coeficientul de putere Kp, rezultă ca variantă optimă rotorul cu trei palete, fapt constatat şi din literature de specialitate.

8. Din categoria parametrilor hidraulici, variaţia de viteză pe adâncime influenţează performanţele miniturbinei

9. Influenţa variaţiei de viteză pe adâncimea secţiunii de lucru asupra performanţelor unei miniturbine cinetice poate fi aproximată, cu o bună acurateţe, dacă în proiectare se consideră viteza medie a curentului în secţiunea baleiată de rotor.

10. Modelul de calcul elaborat poate sta la baza proiectării oricărei turbine din aceeasi familie.


Cap. 6

58

11. Cercetările teoretice şi experimentale din cuprinsul lucrării s-au desfăşurat în cadrul unui contract din Programul P4, nr.22-129/2008, titular Departamentul de Mecanica Fluidelor Maşini şi Acţionări Hidraulice şi Pneumatice de la Universitatea Tehnică „Gheorghe Asachi” din Iaşi.

6.2 Contribuţii

1. Pe baza analizei stadiului actual s-au definit direcţiile de cercetare pentru elaborarea tezei.

2. Pe baza analizei modelelor matematice dezvoltate de diverşi autori, utilizate pentru turbine eoliene am realizat un model matematic specific pentru turbinele hidrocinetice.

3. Deoarece modelul realizat ia în considerare parametrii constructivi şi hidraulici, acesta permite analiza influenţei acestora asupra performanţelor prin intermediul coeficientului de putere Kp.

4. Cu modelul matematic realizat se constată că parametrii constructivi cu influenţă directă asupra peformanţelor sunt coarda profilului şi numărul de palete.

5. Rezultatele obţinute cu modelul realizat, impun utilizarea rotorului cu palete cu coardă variabilă.

6. Rezultatele obţinute cu modelul realizat, impun utilizarea rotorilor cu trei palete.

7. Am realizat un model de calcul care permite determinarea influenţei variaţiei de viteză pe adâncimea secţiunii de lucru asupra performanţelor unei miniturbine, pe baza căruia rezultă că pentru rotori cu dimensiuni reduse această influenţă este neglijabilă.

8. Am realizat proiectarea unei miniturbine cinetice pe baza modelului matematic realizat luând ca date de intrare posibilităţile de încercare în canalul vitrat din dotarea laboratorului.

9. În proiectare am utilizat programul Solid Works care oferă modelul geometric al miniturbinei.

10. Simulările realizate cu ajutorul programului Solid Works Flow Simulation au permis alegerea variantei optime pentru execuţie.

11. Am analizat posibilităţile de execuţie având în vedere complexitatea suprafeţelor de prelucrat (palete, carenă) şi am


Cap. 6

59

optat pentru prelucrarea pe un centru de frezare în trei axe MAZAK VTC 300 II C.

12. Am realizat pe structura canalului vitrat, din dotarea laboratorului, standul experimental pentru încercarea modelului demonstrativ de miniturbină cinetică.

13. Pentru realizarea încărcării şi determinării momentului la axul miniturbinei cinetice s-a realizat un dispozitiv mecanic de frânare cu bandă care permite încărcarea miniturbinei.

14. Datele experimentale obţinute pe stand au fost prelucrate şi comparate cu cele obţinute cu modelul matematic realizat şi cu rezultatele obţinute prin simulări numerice.

6.3 Perspective de continuare a cercetărilor

În urma parcurgerii activiţăţii de doctorat din perioada 2008-2012, am stabilit împreună cu conducătorul de doctorat, un plan de lucru şi recomandări ce vor fi urmărite în viitor:

1. Editarea unor lucrări de sinteză, conţinând rezultatele teoretice şi experimentale ale cercetărilor, documentate în baza capitolelor din teza de doctorat. 2. Proiectarea unor turbine cinetice din aceeaşi familie cu miniturbina încercată, pentru râurile interne pornind de la modelul de calcul elaborat. 3. Completarea modelului matematic

60

Bibliografie (extras):

A1 C.ABONNEL, J.L.ACHARD, Énergies renouvelables marines-étude

de cas : l’hydrolien, Conférence de l'Institut Coriolis pour l’Environnement / Ecole Polytechnique, 2009.

A4 I.ANTON, Turbine hidraulice, Editura Facla, Timişoara, 1979 A5 V.ANTON, M.POPOVICIU, I.FITERO, Hidraulică şi maşini

hidraulice, Editura didactică şi pedagogică Bucureşti 1978; B1 W.M.J. BATTEN, A.S. BAHAJ, A.F. MOLLAND, J.R. CHAPLIN,

Hydrodynamics of marine current turbines,Journal of Renewable Energy 31, pp. 249–256, 2006.

B4 M, BĂRGLĂZAN, Transmisii hidrodinamice , Editura POLITEHNICA, Timişoara, 2002;

B6 M. BĂRGLĂZAN. Turbine hidraulice, Editura Politehnica, Timişoara, 1999.

B7 S.I.BERNAD, A. GEORGESCU, S. GEORGESCU, R. F. RESIGA, Numerical investigations of the unsteady flow in the achard turbine, International Conference on FLUID MECHANICS and AERODYNAMICS (FMA'08), pp.59-65, Rhodes, Greece, 2008, ISBN: 978-960-6766-98-5.

B9 C. BOHOSIEVICI, E. NĂSTASE, Tehnologia Construcţiei de Maşini, Editura PIM, Iaşi 2008.

B10 I.BOSTAN, I.DULGHERU, I.SOBOR, V.BOSTAN, A.SOCHIREAN, Sisteme de conversie a energiilor regenerabile, Editura Tehnica-Info, Chişinǎu 2007, 583p

C1 N. C. CANDE, Mini Centrales Hidroeléctricas Flotantes de Aprovechamiento Cinético, disponibil la adresa: http://www.norbertocuenca.com/hydro/mini_centrales_hidroelectricas_flotantes_de_aprovechamiento_c.pdf

C2 C. E. CARCANGIU, CFD-RANS Study of Horizontal Axis Wind Turbines, UNIVERSITÀ DEGLI STUDI DI CAGLIARI, Dipartimento di Ingegneria Meccanica, Thesis for the degree of Doctor of Philosophy, 2008.

C4 E, CARAFOLI, Dinamica Fluidelor incompresibile, Editura Academiei Române, 1981.

C6 B. CIOBANU¸ D. CUCIUREANU, D. CĂLĂRAŞU, D. SCURTU, E.V. NĂSTASE, Theoretical and Experimental Approach of Undershot Water Wheels, Proceedings of the International Conference on Hydraulic Machinery and Equipments, HME 2008, Timişoara, 16-17 October 2008, published in Scientific Bulletin of „Politehnica” University of Timişoara, Transactions on Mechanics, Tom 53 (67), Special Issue, pp. 121-124, ISSN 1224-6077, 2008.

C7 R. CIUPERCĂ, Contribuţii la elaborarea şi cercetarea rotorului eolian elicoida, Teza de doctorat, Universitatea Tehnică A Moldovei, Chişinău, 2010.

http://www.norbertocuenca.com/hydro/mini_centrales_hidroelectricas_flotantes_de_aprovechamiento_c.pdf

http://www.norbertocuenca.com/hydro/mini_centrales_hidroelectricas_flotantes_de_aprovechamiento_c.pdf

61

C8 D.P. COIRO, U. MAISTO, F. SCHERILLO, S. MELONE, F. GRASSO, Horizontal Axis Tidal Current Turbine: Numerical and Experimental Investigations, Owemes 2006, 20-22 April. Civitavecchia, Italy;

C9 D.P. COIRO, Experiments on horizontal and vertical axis water turbine for harnessing marine currents: technological and economical aspects, Bruxell, October 2007;

D3 H. DUMITRESCU, A. GEORGESCU and all, Calculul elicei, Editura Academiei Române, Bucureşti 1990;

F1 G L T Filho, Z Souza, C A B Rossi, R M Barros , F G B Silva, “Poraque” hydrokinetic turbine, 25th IAHR Symposium on Hydraulic Machinery and Systems, Earth and Environmental Science 12 , 2010, 10.1088/1755-1315/12/1/012094

G1 D.L.F. GADEN, An investigation of river kinetic turbines: performance enhancements, turbine modelling techniques, and an assessment of turbulence models, University of Manitoba, Canada, 2007;

G2 S.C. GEORGESCU, A.M. GEORGESCU, S.I. BERNAD, R. SUSAN-RESIGA, 2D Numerical modelling of the unsteady flow in the achard turbines mounted in hydropower farms, pag.55-66, INTEGRATED WATER MANAGEMENT Conference, Bucureşti, 2008.

G3 S.C. GHIORGHIŢĂ, A ACATRINEi, E NĂSTASE, P. DUSA, Aspecte privind integrarea bibliotecilor de repere în diferite medii CAD, „Tehnologii Moderne, Calitate, Restructurare” vol. 3, ed. 11, Culegere de lucrări ştiinţifice, Chişinău, Ed. UTM, ISBN 978-9975-45-034-8, 2007.

G6 F.Grass, Design and Optimization of Tidal turbine Airfoil, Applied Aerodynamics Conference, Honolulu, USA, 2011 ( http://www.ecn.nl/docs/library/report/2011/m11067.pdf)

G8 O.GUR, A.ROSEN, Comparison between blade-element models of propellers, The Aeronautical Journal december 2008, Volume 112 , No 1138, p 689 – 704 ;

J1 M. Jureczko, M. Pawlak, A. Mezyk, Optimisation of wind turbine blades, Journal of Materials Processing Technology 167 , 2005, pag. 463–471.

K1 T.KARIN, Low Speed Energy Conversion from Marine Currents, ACTA UNIVERSITATIS UPSALIENSIS UPPSALA, pag. 69, 2007.

K3 J. W. Ketcham, Design, Build and Test of an Axial Flow Hydrokinetic Turbine with Fatigue Analysis, Massachusetts Institute of Technology, Master of Science in Materials Science and Engineering, pag. 94, 2010;

K4 A. KEYHANI, M. N. MARWALI, M. DAI, Integration of green and renewable energy in electric power systems, A John Wiley and Sons, Inc., Publication, New Jersy, 2010, pp.327

http://www.ecn.nl/docs/library/report/2011/m11067.pdf

62

K8 K. KISHINAMI, H. TANIGUCHI, J. SUZUKI, H. IBANO, T. KAZUNOU, M. TURUHAMI, Theoretical and experimental study on the aerodynamic characteristics of a horizontal axis wind turbine, Energy 30 pp. 2089–2100, 2005;

K9 G.A.M. van Kuik, The Lanchester–Betz–Joukowsky Limit, JOURNAL OF WIND ENERGY 10, p. 289–291, Wiley Interscience, 2007;

M3 L. MYERS, A.S. BAHAJ, Power output performance characteristics of a horizontal axis marine current turbine, Renewable Energy 31, p.197–208, Elsevier 2006;

N1 E.V. NĂSTASE, I. OANCEA, A parallel analysis of two simulation medium, Buletinul Institutului Politehnic din Iasi, Tomul LII (LVI), Fasc.5B, p 739-742; 2006.

N3 E.V.NĂSTASE, The study of local speed in laminar flow on profile of a blade, Buletinul Institutului Politehnic din Iasi, Tomul LV, Fasc.4, pp.250-256, 2009;

N4 E.V.NĂSTASE, D.SCURTU, Site survey for hydraulic mini-turbine, Buletinul Institutului Politehnic din Iasi, Tomul LV, Fasc.4, pp.241-249, 2009;

N5 E.V.NĂSTASE, D.CĂLĂRAŞU, Comparative analysis between eolian and kinetic minihidroturbine, Buletinul Institutului Politehnic din Iasi, Tomul LVII, Fasc.3, pp.323-326, 2011.

N6 E.V. NĂSTASE, D. CĂLĂRAŞU, Flow simulation for kinetic minihidroturbine, Buletinul Institutului Politehnic din Iasi, Tomul LVII, Fasc.3, pag.327-334, 2011;

N7 E. V. NĂSTASE, D. SCURTU , D. CĂLĂRAŞU, B. CIOBANU, Design methodology of kinetic hydraulic turbines, International Journal of Modern Manufacturing Technologies, ISSN 2026-3604, Vol.III, No.1, pp. 51-56, 2011;

N8 E. V. NĂSTASE, D. CĂLĂRAŞU, Influence of chord variation on the performance of a kinetic miniturbine, Buletinul Institutului Politehnic din Iasi, Tomul LVIII, Fasc.1, pp.118-121, 2012;

N9 E. V. NĂSTASE, D. CĂLĂRAŞU, Theoretical research regarding the blades number influence of the miniturbine efficiency, Buletinul Institutului Politehnic din Iasi, Tomul LVIII, Fasc.1, pp.122-125, 2012;

N10 D. NEDELCU, D. IANICI , The Hydrodynamic Characteristics Calculus for Isolated Profile Go428 using Solidworks Flow Simulation Module, Proceedings of the 4th WSEAS International Conference on Finite Differences - Finite Elements - Finite Volumes - Boundary Elements, pp.92-97, 2010, ISBN: 978-960-474-298-1.

63

N11 D. NEDELCU, D. IANICI , The Aerodynamic Force Calculus for a Plate Immersed in a Uniform Air Stream Using SolidWorks Flow Simulation Module, Proceedings of the 4th WSEAS International Conference on Finite Differences - Finite Elements - Finite Volumes - Boundary Elements, pp.98-103, 2010, ISBN: 978-960-474-298-1.

O1 I. OANCEA E.V. NĂSTASE, Comparative Analysis of two innovative projects realised with computer aided technological innovation, Buletinul Institutului Politehnic din Iasi, Tomul LII (LVI), Fasc.5E, 2006

O2 D. OPRUŢA, L.VAIDA, C. Giurgea, Statica şi Cinematica Fluidelor, Ed. Todesco, Cluj-Napoca, ISBN 973-99659-8-9, 218 pp, 2000.

P4 L.M. POPA, D. NICOARĂ, Sisteme neconvenţionale de conversie a energiei. Dezvoltare-tendinţe actuale, Buletinul AGIR nr. 3, 2007.

P5 Mircea O. POPOVICIU, Ilare BORDEAŞU, Necesitatea valorificării micropotenţialului hidraulic în România , Buletinul AGIR Nr. 3, p.62-68, 2007.

S1 A. A SAM, Water wheel CFD simulations, Thesis for the Degree of Master of Science, Lund University Sweden, ISSN 0282-1990 ,pag.42, 2010;

S3 S. SHAHPAR, A comparative study of optimisation methods for aerodynamic design of turbomachinery blades, Proceedings of ASME TURBOEXPO, Munich Germany, 2000.

S4 R. SAPTONO, Selection of Materials for the Aerofoil Blades of a Wells Turbine Operated in an Oscillating Water Column (OWC) Wave Power Station, Journal of Metallurgy and Materials Engineering, 2004;

S6 I. SOBOR, N. KOBÎLEAŢKII, Tendinţe moderne în tehnologia de conversie a energiei eoliene şi a energiei cinetice a curenţilor de apă , Conferinta Tehnico – stiintifică Jubiliară a Colaboratorilor, Doctoranzilor si Studenţilor, 8-9 oct./Universitatea Tehnică a Moldovei, Chişinău, Editura UTM, pp.299-302, 2004;

T2 S. Tridon , S. Barre , G. D. Ciocan , L. Tomas, Experimental analysis of the swirling flow in a Francis turbine draft tube: Focus on radial velocity component determination, European Journal of Mechanics B/Fluids 29, pp 321-335, 2010.

V1 L.VAIDA, Comanda proporţională a pompelor reglabile, Teză de doctorat, Universitatea Tehnică Cluj-Napoca, 1999.

V2 P.L. VIOLLET, Histoire de l’énergie hydraulique, Moulins, pompes, roues et turbines de l’Antiquité au xxe siècle, Presses de l`ecole nationale des Ponts et chausses, Paris, ISBN 2-85978-4144, 2005 ;

Z1 J. ZANETTE, D. IMBAULT, A. TOURABI, Fluid-structure interaction and design of water current turbines, Grenoble, France, 2007;

1***http://generationsfutures.chez- alice.fr/energie/ hydrolienne. htm 2 ***http://www.brest-ouvert.net/article2694.html?lang=fr

http://www.brest-ouvert.net/article2694.html?lang=fr

64

3***http://www.hydrovolts.com/MainPages/Hydrokinetic%20Turbines.htm

5*** http://www.hydrovolts.com/Refs/Verdant%20River%20 Turbines%2 0report.pdf

6***http://www.zero.no/publikasjoner/small-scale-water-current-turbines-for-river-applications.pdf

13***http://german.alibaba.com/product-gs/bulb-turbine-264815011.html

14*** http://hydropower.inl.gov/hydrokinetic_wave/ 16***http://www.hydrop.pub.ro/bpcap6.pdf 20*** http://www.isph.ro/ISPH/userfiles/MICROSIM_-_f1.pdf 25***http://www.seai.ie/Publications/Renewables_Publications/

Tidal_Current_Energy_Resources_in_Ireland_Report.pdf 27***http://www.hydrop.pub.ro/microhidro/prez3.html

Contracte/Granturi

28. D. Călăraşu, D. Zahariea, R. Ibănescu, D. Scurtu, A. Alexandrescu, D. Popescu, E. Şerban, Th. Popescu, I. Tiţa, B. Ciobanu, D. Patelli, N. Ştrobel, I. Mardare, E.V. Năstase, C. Mihai, B. Cimut, M. Afrasinei, D. Franc, C. Popescu Sisteme hidraulice adaptive pentru turbine eoliene de mică putere, Contract PNII-P4 1467/14.09.2007, contract finanţare 21-047/18.09.2007, acronim SHATEMP;

29.B.Ciobanu, D.Călăraşu, D.Zahariea, D.Scurtu, Th. Popescu, I.Tiţa, I.Mardare, E.V.Năstase, Vehicul cu auto-sustentaţie pentru supravegherea aeriană a mediului natural, Contract PNII-P4 2160/26.09.2008, contract finanţare 32-123/01.10.2008, acronim MEDIAS.

30.I.Tiţa, D. Călăraşu, D. Zahariea, D. Scurtu, E. Şerban, Th. Popescu, M. Horodincă, B.Ciobanu, D.Patelli, I. Mardare, E.V. Năstase, Sisteme hidraulice adaptive cu reglare secundară utilizate în scopul creşterii eficienţei energetice la consumatori industriali, Contract PNII-P4 2703/26.09.2008, contract finanţare 22-111/01.10.2008, acronim SHARS;

31.D. Scurtu, D. Călăraşu, D. Zahariea, Th. Popescu, B. Ciobanu, I. Tiţa, I. Mardare, E.V. Năstase, Aplicaţie electro-energetică curată, cu micro-hidrocentrală având în componenţă agregat submersibil, într-o locaţie pe râul Prut, Contract PNII-P4 3588/26.09.2008, contract finanţare 22-129/01.10.2008, acronim HydroCleanEnergy;

http://www.hydrovolts.com/MainPages/Hydrokinetic%20Turbines.htm

http://www.hydrovolts.com/MainPages/Hydrokinetic%20Turbines.htm

http://www.hydrovolts.com/Refs/Verdant%20River%20%20Turbines%252%200report.pdf



http://www.zero.no/publikasjoner/small-scale-water-current-turbines-for-river-applications.pdf

http://www.zero.no/publikasjoner/small-scale-water-current-turbines-for-river-applications.pdf

http://german.alibaba.com/product-gs/bulb-turbine-264815011.html

http://german.alibaba.com/product-gs/bulb-turbine-264815011.html

http://hydropower.inl.gov/hydrokinetic_wave/

http://www.hydrop.pub.ro/bpcap6.pdf

http://www.isph.ro/ISPH/userfiles/MICROSIM_-_f1.pdf

http://www.seai.ie/Publications/Renewables_Publications/Tidal_Current_Energy_Resources_in_Ireland_Report.pdf



http://www.hydrop.pub.ro/microhidro/prez3.html

Rezumat Eugen Nastase

Documents

Transcript of Rezumat Eugen Nastase