CERCETĂRI TEORETICE ȘI EXPERIMENTALE PRIVIND ... Rezumat teza final.pdfun dispozitiv de ghidare a apei pe arborele turbinei, curbele de randament și putere în funcție de turație

UNIVERSITATEA TEHNICĂ “GHEORGHE ASACHI” DIN IAŞI

CERCETĂRI TEORETICE ȘI EXPERIMENTALE PRIVIND

MICROTURBINELE TRANSVERSALE

REZUMATUL TEZEI DE DOCTORAT

ing. Constantin POPESCU

Conducător de doctorat

prof. dr. ing. Daniela POPESCU

IAŞI, 2019

Cercetări teoretice și experimentale privind turbinele transversale

___________________________________________________________________________

1

CUPRINS

Introducere.................................................................................................................................3

Capitolul I. Analiza cercetărilor privind microturbinele transversale………………………...……………4

1.1. Politici energetice privind centralele hidroelectrice de mică putere......................................4

1.2. Stadiul actual al cercetărilor privind turbinele transversale..................................................4

1.2.1. Soluții constructive. Brevete de invenții de referință privind turbinele

transversale.......................................................................................................4

1.2.2. Studii experimentale...........................................................................................9

1.3. Concluzii................................................................................. .............................................16

Capitolul II. Contribuții privind proiectarea și realizarea unei turbine transversale destinată funcționării la

căderi reduse………………………………………………………………………………..……18

2.1. Recomandări de proiectare extrase din literatura de specialitate........................................….19

2.2. Descrierea rotorului proiectat...................................................................................................25

2.3. Descrierea injectorului …………………………………………………………….………...26

2.4. Concluzii..................................................................................................................................28

Capitolul III. Contribuții privind soluții inovative de control a curgerii……………………………...…….29

3.1. Descrierea fenomenului de recirculare…………………………….….………..……….…..29

3.2. Descrierea brevetului de invenție: Rotor de turbină cu dublu flux…………………..……...30

3.3. Concluzii............................................................................. ....................................................31

Capitolul IV. Contribuții privind dezvoltarea standului experimental..........................................................32

4.1. Instrumente de măsură.............................................................................................................34

4.2. Echipament de deplasare a turbinei în plan vertical................................................................34

4.3. Sistem de susținere și ghidare a ansamblului injector-rotor....................................................35

4.4. Sistemul de transmisie a mișcării de rotație de la arborele rotorului la axul sistemului de

încărcare…………………………………………………………………………………….….35

4.5. Sistemul de încărcare mecanică...............................................................................................36

4.6. Echipament de fracționare a debitului……………………………………………..……...…36

4.7. Concluzii..................................................................................................................................37

Capitolul V. Contribuții privind cercetările experimentale..............................................................................38

5.1. Cercetări experimentale asupra turbinei transversale cu rotor clasic.......................................38

5.2. Justificarea necesității și oportunității utilizării unui dispozitiv interior de ghidare................40

5.3. Cercetări experimentale asupra turbinei transversale cu dispozitiv de ghidare cu

autopoziționare........................................................................................................................41

5.4. Cercetări experimentale asupra turbinei transversale cu dispozitiv de ghidare

controlabil din exterior............................................................................................................43

5.5. Analiza rezultatelor........................................................................................ ..........................46

5.5.1. Analiza rezultatelorobținute prin încercarea rotorului clasic..............................46

5.5.2. Analiza rezultatelor obținute pentru rotorul cu dispozitiv cu

autopoziționare versus rotorul cu dispozitiv de ghidare controlabil din

exterior............................................................................................................47

5.5.3. Comparații între cele trei variante de rotor studiat: rotor clasic, rotor cu dispozitiv

de ghidare cu autopoziționare, rotor cu dispozitiv de ghidare controlabil din

exterior.............................................................................................................49 5.5.4. Interpretarea rezultatelor obținute prin încercarea rotorului echipat cu

dispozitive de ghidare.......................................................................................50

5.6. Concluzii.................................................................................................................... ..............51

Capitolul VI. Contribuții privind analiza tehnico economică efectuată cu programul HOMER………….53

6.1. Studiu de caz 1. Condiții de funcționare a turbinei maxim 7200 ore/an, cu debit variabil......54

6.2. Studiu de caz 2. Condiții de funcționare a turbinei 8760 ore/an, cu debit maxim constant...55

6.3. Studiu de caz 3 . Condiții de funționare a turbinei 8760 ore/an, cu debit variabil..................56

6.4. Studiu de caz 4. Condițiii de funcționare a turbinei, maxim 3600 ore/an, cu debit variabil....56

6.5. Concluzii..................................................................................................................................56

Capitolul VII Concluzii și contribuții personale………………………………………………..……………..57

7.1. Concluzii generale.……………………………………………….…………………………..57

7.2 Contribuții originale………………………………………………………………………..…57

7.2.1. Contribuții teoretice………………………………………………….………….57

7.2.3. Contribuții numerice........................................ ....................................................58

7.2.4. Contribuții experimentale.....................................................................................59

7.3. Direcții viitoare de cercetare......................................................................................................60

Lista de lucrări..........................................................................................................................................61

Bibliografie selectivă………………………………………...………………………….……….………62


___________________________________________________________________________

2

Introducere

Prezenta lucrare de doctorat se concentrează asupra microturbinelor transversale de cădere mică,

funcționând în domenii caracterizate prin parametri hidraulici de valori reduse, în afara domeniului acoperit

de variantele comerciale.

Lucrarea își propune proiectarea, construirea și testarea unei turbine Michell-Banki care să

funcționeze la căderi sub H = 2 m și debite de maxim Q = 300 l/s. Acest tip de turbină transversală ar putea

exploata un potențial hidroenergetic neglijat până în prezent și utilizabil în locații izolate sau în sisteme

hibride de producere a energiei electrice, bazate pe resurse regenerabile. Un alt obiectiv este studiul

avantajelor și dezavantajelor introducerii de dispozitive de ghidare a apei, plasate în interiorul rotorului,

subiect care s-a bucurat de un interes deosebit. Teza urmărește identificarea unui tip de turbină transversală

cât mai ușor de realizat, în conformitate cu posibilităților tehnologice disponibile la utilizatorii neracordați la

SEN.

În capitolul I sunt analizate tipurilor constructive existente și cercetările care au vizat îmbunătățirea

performanțelor prin alegerea celor mai bune soluții de proiectare, alături de prezentarea unor brevete de

invenții recunoscute pe plan internațional.

Capitolul II furnizează informații privind proiectarea și realizarea turbinei transversale, destinată

funcționării la căderi reduse. Informațiile care au stat la baza alegerii configurației turbinei sunt completate

cu numeroase fotografii ce prezintă etapele de construire realizate în cadrul Laboratorului MFMAHP din

Universitatea Tehnică ,,Gheorghe Asachi” din Iași. Este demn de remarcat faptul că turbina a fost integral

confecționată de autorul prezentei teze, care a utilizat numeroase metode originale, extrem de utile celor care

doresc să producă turbine Banki, cu mijloace tehnologice simple.

În capitolul III este prezentată o soluție inovativă de control a curgerii în interiorul rotorului turbinei

transversale și sunt expuse fotografii ce clarifică modul de realizare a dispozitivului propus.

Capitolul IV descrie standul experimental complex, conceput și realizat pentru încercarea turbinei

destinată funcționării la căderi mici. Standul a fost construit astfel încât să permită efectuarea de experimente

asupra variantei cu rotor clasic și asupra variantei cu rotor echipat cu un dispozitiv inovativ, având rol de

ghidare a apei de la ieșirea din paletajul rotoric după prima traversare, către intrarea în paletaj pentru a doua

traversare. Elaborarea modelelor conceptuale și construirea efectivă a tuturor echipamentelor confecționate

pentru realizarea standului au fost puse în operă de autorul acestei teze.

Capitolul V conține rezultatele studiilor experimentale. S-a constatat că rezultatele obținute pentru

turbina transversală având rotor clasic, proiectată și construită pentru căderi foarte mici, sunt similare cu cele

obținute de alți cercetători interesați de turbine transversale destinate funcționării la căderi mai mari, ce

presupun acumularea apei într-un rezervor. Încercările efectuate asupra turbinei cu rotor echipat cu dispozitiv

inovativ de ghidare a apei, realizat în varianta cu autopoziționare, au indicat modificarea curbelor

caracteristice și micșorarea randamentelor cu până la 12% față de cele obținute prin studii experimentale

efectuate asupra rotorului clasic și micșorarea domeniului de turații pentru care randamentul este peste 40%.

Au fost efectuate încercări și asupra turbinei cu rotor echipat cu dispozitiv cu poziție controlabilă din

exteriorul turbinei. În ceea ce privește randamentul, debitele vehiculate și implicit puterea obținută, s-au

obținut rezultatele mai bune decât în varianta cu dispozitiv cu autopoziționare. În plus, s-a constatat

deplasarea punctului de randament maxim către turații mai mici. Concluzia capitolului este că introducând

un dispozitiv de ghidare a apei pe arborele turbinei, curbele de randament și putere în funcție de turație se

aplatizează. Cea mai importantă concluzie este că poziția optimă a dispozitivului de ghidare a apei din

interiorul rotorului variază în funcție de căderea și debitul disponibil. Observația explică rezultatele

contradictorii din literatura de specialitate și închide calea cercetărilor asupra unor dispozitive de ghidare

având o poziție imobilă indiferent de valoarea parametrilor hidraulici.

Una din aplicațiile practice cele mai importante ale cercetărilor privind utilitatea turbinelor

transversale este posibilitatea de implementare în sisteme hibride de producere a energiei electrice off - grid.

În Capitolul VI se analizează d.p.d.v. tehnic, economic și de mediu consecințele utilizării unui sistem hibrid

de tip hidro-solar, completat cu un generator pe motorină utilizabil când resursele regenerabile nu sunt

disponibile. Sunt studiate patru cazuri, fiecare bazat pe date hidrologice și solare corespunzătoare la locații

diferite. Concluziile sunt încurajatoare; implementarea turbinei Banki în microsisteme hibride este rentabilă

d.p.d.v. economic chiar și atunci când debitele sunt asigurate parțial fie și pentru perioade scurte de timp, în

speță 5 luni în cazul discutat. În plus, avantajele sunt evidente, energia fiind obținută dintr-o resursă

nepoluantă, cu impact minimal asupra mediului, fără amenajări distructive.


___________________________________________________________________________

3

Capitolul I

Analiza cercetărilor privind microturbinele transversale

1.1. Politici energetice privind centralele hidroelectrice de mică putere Sursele regenerabile de energie (SRE) contribuie la atenuarea schimbărilor climatice,

reducerea emisiilor de gaze cu efect de seră, dezvoltarea durabilă, protecția mediului și

îmbunătățirea condițiilor de viață. Energia provenită din surse regenerabile reprezintă un factor

decisiv pentru creșterea economică și pentru securitatea energetică europeană. Articolul 194 din

Tratatul privind funcționarea Uniunii Europene, conferă competențe privind promovarea energiei

din surse regenerabile. Uniunea Europeană (UE) are o vastă experiență în dezvoltarea industriei

bazate pe energia produsă din surse regenerabile, coordonează eforturile de combatere a

schimbărilor climatice și încurajează trecerea la o economie cu emisii scăzute de dioxid de carbon.

Cadrul legislativ pentru programul Horizon 2020 a stabilit obiective naționale obligatorii

până în anul 2020. Planurile naționale de acțiune conform Directivei 2009/28/CE privind utilizarea

energiei din surse regenerabile s-au dovedit realizabile. Astfel a avut loc o creșterea rapidă a

utilizării surselor regenerabile de energie, de la 10,4 % în 2007 la 17 % în 2015 (European

Comission, 2017). În luna octombrie 2014, Consiliul European a stabilit cadrul legislativ privind

clima și energia pentru 2030. Obiectivul cu caracter obligatoriu al UE este ca cel puțin 27 % din

energia consumată în 2030 să provină din surse regenerabile. Între anii 2014 și 2016 a avut loc o

evaluare prin ,,Programul privind o reglementare adecvată a directivei privind energia din surse

regenerabile” (REFIT). Evaluarea REFIT a concluzionat că ponderea energiei provenite din surse

regenerabile în consumul de energie al UE s-a realizat deja cu succes în majoritatea țărilor

europene. Obiectivele naționale obligatorii în domeniul energiei regenerabile s-au dovedit

realizabile pentru investitori și pentru agenții economici. Aceste politici energetice au contribuit la

realizarea obiectivelor UE în domeniul energiei, ducând la reducerea efectivă a emisiilor de gaze cu

efect de seră, la crearea de noi locuri de muncă și la dezvoltarea regională.

Energia hidro reprezintă cea mai importantă sursă curată de energie. Marile oportunități în

domeniul hidroenergeticii naționale au fost deja exploatate. În prezent, aprobarea construirii de

baraje de dimensiuni mari, ridică probleme de mediu. Din acest motiv microhidrocentralele instalate

pe cursul râurilor reprezintă o tehnologie mai atractivă de producere a energiei electrice.

În România a fost implementat la sfârșitul anilor 80 un program de amenajare a potențialului

hidroenergetic mic. În 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 sunt considerate microhidrocentrale (MHC) centralele hidroelectrice cu puteri

instalate de până la 100 kW. În România aproximativ 30% din energia consumată este asigurată din

sursa hidro.

1.2. Stadiul actual al cercetărilor privind turbinele transversale

1.2.1. Soluții constructive. Brevete de invenții de referință privind turbinele transversale

Turbina A. G. M. Michell (1903)

În anul 1903 inginerul australian Anthony George Maldon Michell (1870-1959) a elaborat o

soluție constructivă pentru prima turbină prin care apa are o traiectorie transversală. Din punct de

vedere constructiv, rotorul acestei turbine era oarecum similar cu roata de apă concepută de Jean

Victor Poncelet în 1826. Turbina avea forma unui cilindru prevăzut pe circumferință cu palate

(curbate doar în partea dinspre arbore) a căror destinație era să transforme energia hidraulică în

energie mecanică. Transferul energetic se realiză în două trepte în mod distinct: în prima treaptă

fluxul de apă parcurge paletajul rotoric în sens centripetal, apoi în cea de-a doua treaptă, apa

tranzitează din nou paletajul pe direcție centrifugală.


___________________________________________________________________________

4

Fig. 1.1. Desene reprezentative din brevetul de invenție elaborat de A.G.M.Michell

(Australia Brevet nr. US760898, 1904)

În brevetul de invenție din figura 1.1, se prezintă diferite modalități de admisie a fluxului de

apă în paletajul rotoric, rotorul poate fi divizat în trei compartimente egale pentru a putea prelua

eficient debite variabile.

Turbina D. Banki (1922)

Profesorul de origine maghiară Donath Banki (1859 - 1922), elaborează două soluții

constructive în perioada 1917 - 1919, pentru perfecționarea turbinei brevetate de A.G.M. Michell.

Așa cum se poate observa în figura 1.2, profesorul Donath Banki propune un rotor cu palate

curbate, instalat în partea inferioară a unui bazin prevăzut cu un stăvilar mobil.

Fig. 1.2. Desene din brevetul de invenții elaborat de D. Banki în anul 1922 .

(US Brevet nr. US1436933, 1922)

Donath Banki a studiat forma liniilor de curent din interiorul paletajului rotoric. În desenul

nr. 4, s-a propus soluția constructivă, cu următoarele unghiuri ale triunghiurilor de viteze: unghiul

constructiv de intrare în treapta I, β1 = 30°; unghiul de atac în treapta I, α1=16°; unghiul constructiv


___________________________________________________________________________

5

de ieșire din treapta I, β2 = 90° . Lungimea paletei, descrisă în desenul nr. 6. era a = 0,17 D valoare

măsurată pe direcție radială.

Elemer Banki 1925

În brevetul de invenție din anul 1925, Elemer Banki aduce îmbunătățiri turbinei transversale,

prin utilizarea unui injector cu admisie verticală figura 1.3.

Fig. 1.3. Desene reprezentative din brevetul emis în 1925 - autor Elemer Banki

(US Brevet nr. US1548341, 1925)

Injectorul capsulat delimitează în mod distinct zonele de admisie și de evacuare a apei din

rotor pe direcție orizontală. Prevăzut cu o clapetă articulată apare posibilitatea închiderii și

deschiderii complete a injectorului în funcție de variațiile de debit.

Turbina Fritz Ossberger (1922)

În urma colaborării cu inginerul australian Antony George Maldon Michell, inginerul și

antreprenorul de origine germană Fritz Ossberger (1877 - 1947) perfecționează o turbină cu

curgere transversală ce a fost brevetată în anul 1922. Admisia fluxului de apă se realizează prin

intermediul unui dispozitiv mobil (asemănător unui stăvilar), care poate glisa în plan vertical.

Dispozitivul este amplasat în partea inferioară a unui injector simplu, cu pereți drepți. Injectorul are

o formă simplă și este alimentat dintr-o conductă situată în partea superioară (fig. 1.4).

Fig. 1.4. Extras din brevetul de invenții 361593/ 1922. Autor:Ossberger F.

(Germany Patent No. 361593, 1922).


___________________________________________________________________________

6

Turbina F. Ossberger & A.G.M. Michell (1933)

În anul 1933, Ossberger şi Michell perfecționează turbina brevetată în anul 1922, propunând o

variantă îmbunătățită. În brevetul Imperial Patent No. 615445/1933, autorii propun o formă

modificată a clapetei curbate. Clapetă are rolul de dirijare a fluxului de apă, către paletajul rotoric și

de modificare a secțiunilor prin care se realizează admisia apei către rotor. Admisia apei în rotor

poate fi realizată pe direcție verticală, sau pe direcție orizontală. Rotorul turbinei a fost echipat cu

până la 37 de palete, a fost compartimentat cu ajutorul unor discuri interioare, paralele cu discurile

dispuse la extremități.

Varianta rotorului cu trei compartimente este cea mai utilizată în prezent.

Fig. 1.5. Turbina Ossberger cu admisie verticală în vedere explodată – respectiv admisia pe

direcție orizontală.

Turbina Karl-Friedrich Ossberger (1986)

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 (US Patent No. 4579506, 1986) este prezentată în

figura 1.6.

Fig. 1.6. Extras din brevetul de invenții U.S.4579506 din 1 Aprilie 1986. Vedere secționată

(US Patent No. 4579506, 1986).

Injectorul profilat are în componență o paletă care direcționează fluxul de apă prin două

canale de admisie spre paletele rotorice delimitate de pereții injectorului și de paleta de ghidare, ce

este orientată în așa fel încât fluxul de apă să fie îndreptat în jos, la un unghi de aproximativ 40° față

de orizontală, iar evacuarea apei se realizează preponderant pe direcție verticală. Spațiul larg din

zona inferioară a injectorului este suplimentat de o a doua cameră prevăzută cu o supapă de aerisire,

ce determină pierderi și turbulențe reduse în zona de evacuare. Curgerea la sarcini parțiale, atunci

https://www.google.com/search?tbo=p&tbm=pts&hl=en&q=inassignee:%22OSSBERGER-TURBINENFABRIK+GMBH+%26amp%3B+CO.%22


___________________________________________________________________________

7

când paleta de ghidare se află într-una din pozițiile intermediare, conduce la un randamentul

comparabil cu randamentul obținut de turbina atunci când funcționează la capacitate maximă.

Turbina Miroslav Cink (1985)

Inginerul Miroslav Cink, perfecționează în anul 1983 turbina transversală. În anul 1985,

este brevetat modelul prezentat în figura 1.7 și începe producția de turbine noi în fabrica ,,Cink

Privat MVE” în Carlsbad.

Fig. 1.7. Turbina Cink în secțiune verticală (Franjiè, 1994).

Miroslav Cink a înlocuit paleta directoare clasică din interiorul injectorului, având rol de

reglare a debitului, cu un sector semicircular amplasat în zona superioară a rotorului. Sectorul

semicircular oferă posibilitatea de culisare în ambele sensuri modificând unghiul de admisie a apei

în rotor. În situația debitelor reduse, sectorul circular se închide parțial formând un perete solid în

interiorul injectorului.

Turbina Karl Kraus (2014) Subiectul îmbunătățirii turbinei transversale este de actualitate. În anul 2014, germanul Karl

Kraus a obținut drepturi de proprietate intelectuală asupra unei turbine Banki, cu rotor divizat în

patru secțiuni, prin discuri cu rol de a susținere a paletelor rotorice (Germany Brevet nr. EP2811155

A1, 2014).

Fig. 1.8. Desene de ansamblu a turbinei brevetate de Karl Kraus.

(Germany Brevet nr. EP2811155 A1, 2014)


___________________________________________________________________________

8

Invenția deschide noi perspective în ce privește funcționarea turbinei Banki la debite scăzute.

Turbina are în componență patru rotoare distincte montate pe un arbore orizontal, acestea sunt

alimentate separat prin patru injectoare .

Turbina Jung-Yi Lai (2018)

În anul 2018 inventatorul de origine taiwaneză Jung-Yi Lai obține un brevet de invenție

pentru o turbină transversală cu arborele vertical, destinată căderilor mici și debitelor variabile.

Turbina este montată într-o carcasă paralelipipedică. Are avantajul că poate fi instalată

(imersată) cu ușurință în albia unui curs de apă. În partea din amonte, injectorul este prevăzut cu un

perete intermediar (151) care fracționează fluxul de apă, admisia către paletajul rotoric realizându-

se prin două secțiuni (15 c) egale vezi desenul nr 4, din figura 1.9. (Taiwan Brevet nr.

US10041468B2, 2018).

Fig. 1.9. Vederi reprezentative din brevetul de invenție US10041468B2.

Reglarea debitului de apă ce urmează să tranziteze turbina se realizează prin intermediul unui

plăci semicirculare (3). Dispozitivul are posibilitatea de culisare printr-o fantă practicată în peretele

superior (12) și cel intermediar (17) conform desenului nr. 1 din figura 1.9.

1.2.2. Studii experimentale

Cea mai mare parte a literaturii de specialitate se referă la rezultatele experimentale obținute

prin modificări aduse parametrilor de proiectare. O bună parte din aceste studii realizate oferă o

înțelegere elementară a parametrilor de proiectare, parametrii care au un rol determinant în

funcționarea eficientă.

Mockmore și Merryfield au publicat în 1949 o lucrare explicită privind modul de

funcționare a turbinei Michell-Banki (Mockmore & Merryfield, 1949). Studiul conține contribuții

teoretice materializate prin formule de calcul referitoare la unghiurilor recomandate din

triunghiurile de viteze. Studiul conține investigații experimentale pe o turbină de laborator

construită în conformitate cu indicațiile prezentate în brevetele de invenții ale profesorului Donath

Banki. Rezultatele obținute reprezintă informații de referință în literatura de specialitate, deoarece

punctează performanțele turbinei și limitele de funcționare.

Turbina construită de Mockmore și Merryfield are un raport între diametrul interior și

diametrul exterior de 0,66 pentru un rotor echipat cu 20 de palete. Soluția constructivă se

caracteriza printr-un unghiul de atac α1 = 160, și un unghi constructiv β1 = 30° de intrare a apei în

paletaj. Unghiul β2 de ieșire a apei din paletaj în prima treaptă este β2 = 90°. În timpul

experimentelor au fost încercate două injectoare având soluții constructive diferite.

Rezultatele experimentelor au arătat că turbina transversală poate funcționa eficient pe o

gamă mai largă de debite decât celelalte tipuri de turbine. S-a constatat ca lățimea rotorului poate fi

modificată în funcție de debitul disponibil, fără a se schimba unghiul de atac α1 al primei trepte.

Randamentul maxim obținut in timpul experimentelor a fost de 68%, in condițiile in care s-a estimat

ca 8% din debit nu a tranzitat efectiv paletajul rotoric.


___________________________________________________________________________

9

Prezentarea detaliată din studiul lui Mockmore și Merryfield reprezintă, una dintre primele

studii experimentale asupra turbinelor transversale. Este cea mai cunoscută lucrare din domeniu și

majoritatea studiilor ulterioare (Khosrowpanah, Fiuzat, & Albertson, 1988), (Sammartano, Aricò,

Carravetta, Fecarotta, & Tucciarelli, 2013) (Andrade, și alții, 2011) (Desai & Aziz, 1994), (Sinagra,

Sammartano, Aricò, & Collura, 2014) se raportează la raportul publicat în anul 1949.

Unii cercetători au fost interesați de studiul injectoarelor turbinelor transversale, care nu sunt

prevăzute cu aparat director.

Nakase și colaboratorii au analizat performanțele și efectul formei injectorului asupra

randamentului turbinei transversale (Nakase & Fukutomi, 1982). Au fost proiectate și fabricate

diferite injectoare, pentru un rotor cu diametrul de 315 mm prevăzut cu 26 palete, la care raportul

dintre diametrul interior și cel diametrul exterior a fost 0,68. S-au studiat mai multe tipuri de

injectoare, în condiții de funcționare identice. Injectoarele testate cu avut diferite unghiuri de

admisie a apei în paletajul rotoric: 30°, 60°, 90° și 120°. Unghiul β1 de intrare a apei în treapta 1 a

avut valoarea de 30°, iar unghiul de ieșire a fost de 90°. Experimentele s-au desfășurat la debitul de

6,64 m3/min și la căderea H=1,54 m. Randamentul maxim al turbinei a fost obținut utilizând

injectorul cu unghiul de admisie a apei în paletajul rotoric de 90°. Experimentul a dus la o concluzie

importantă: o turbină transversală nu se comportă ca o turbină cu impuls.

Din punct de vedere a costurilor de fabricație, Khosrowpanah și colaboratorii

(Khosrowpanah, 1984) au elaborat un studiu privind evoluția istorică a soluțiilor tehnice derivate

din turbina clasică. Autorii au apreciat că există serioase inconveniente cu privire la utilizarea

celorlalte tipuri de turbine hidraulice pentru amenajările hidroenergetice mici, și recomandă turbina

transversală, ca fiind cea adecvată pentru centralele hidroelectrice de mici dimensiuni. Turbina

transversală este populară cu precădere în țările în curs de dezvoltare, datorită faptului că poate fi

construită în ateliere cu dotări mecanice modeste. Sunt necesare doar utilaje capabile să execute

prelucrări mecanice, tăierea paletelor rotorice și sudarea acestora. Studiul enumeră avantajele

oferite de turbinele transversale în raport cu turbinele Francis; proiectarea și construcția sunt relativ

simple, rotorul, discurile rotorice și injectorul pot fi fabricate din tablă de oțel, iar paletele pot fi

decupate din țeava de oțel.

În literatura de specialitate se găsesc și alte cercetări privind identificarea de soluții care

vizează scăderea costurilor de producție. Astfel în anul 1981, Ueli Meier concepe și elaborează

desenele pentru construcția unei turbine transversale destinate implementării de noi tehnologii în

țările cu probleme economice din Asia. Cele trei ediții: din anii 1981, 1983 și 1985 ale raportului

”Experience with Micro-Hydro Technology” demonstrează importanța valorificării energiei

hidraulice pentru dezvoltarea rurală (Meier, Experience With Micro-Hydro Technology, 1985).

Activitatea realizată sub patronajul S.K.A.T. (Schweizerische Kontaktstelle fur Angepasste

Technik), oferă răspunsuri și soluții specifice, bazate pe experiența reală dobândită prin

implementarea și exploatarea turbinelor transversale, în special în Nepal. Rezultatele constituie

informații de o reală valoare, ce au fost utilizate de o serie de asociații și organisme internaționale

pentru înțelegerea provocărilor specifice unor cazuri concrete, precum și calea de urmat pentru

rezolvarea majorității problemelor tehnico-economice.

Dintre cei care au implementat rezultatele obținute de Meier în elaborarea de studii de

fezabilitate amintim: A.T.D.O. (Asociația Adecvată pentru Dezvoltarea Tehnologică), N.E.A

(Administrația Națională a Energiei din Thailanda), N.R.E.C.A (Asociația Națională de Cooperare

Rurală), O.L.A.D.E. (Organizacion Latinoamericana de Energia) și U.N.I.D.O. (Organizația

Națiunilor Unite pentru Dezvoltare).

Hothersall a analizat din punct de vedere al costurilor, avantajele turbinelor transversale cu

rotorul fracționat (Hothersall, 1984). S-a concluzionat că turbinele transversale sunt eficiente la

sarcinii parțiale și acest lucru reprezintă un beneficiu major atunci când turbina este amplasată pe

cursul unui râu, cu debite naturale, variabile în timpul unui an calendaristic. În ce privește costul

turbinei cu dublu flux, Hothersall a evidențiat construcția relativ simplă și costul scăzut, aspecte ce

determină comunitățile rurale neconectate la sistemele de furnizarea energiei electrice să le prefere.

Lucrarea conține și o diagramă de selecție pentru turbinele mai mici de 100 kW și unele

recomandări privind alegerea unei turbine adecvate pentru o microhidrocentrală.


___________________________________________________________________________

10

Smith G. J. a făcut referiri în 1985 la proiectarea tehnică și utilizarea turbinei transversale

în proiecte de dezvoltare hidroelectrică în țările în curs de dezvoltare (Smith, 1985). Cele mai

importante beneficii sunt costul scăzut de fabricație și simplitatea în proiectare ce permite

construcția turbinei la nivel local, contribuind astfel la dezvoltarea industrială. Studiul s-a

concentrat pe analiza posibilităților reale de fabricație și pe timpul scurt de recuperare a investițiilor

în domeniu.

Panasyuk et al. au efectuat o anchetă extinsă asupra utilizării resurselor energetice locale ca

alternativă la alimentarea cu energie electrică, în regiunile muntoase ale părții asiatice din Rusia

(Panasyuk, Tokombaev, & Shainova, 1987). Au fost analizate diferite alternative cum ar fi

hidroenergia, energia eoliană, energia solară și energia electrica produsă prin intermediul

motoarelor cu combustie internă. Autorii au concluzionat că pentru un consum de energie de 30 - 50

kW, cea mai potrivită soluție ar fi utilizarea energiei hidraulice. În timpul investigațiilor, au fost

testate experimental modelele unor centrale hidroelectrice cu o capacitate de 1 kW, 2 kW, 10 kW și

30 kW. Autorii au abordat și problemele asociate cu sisteme automate de control, procesele de

distribuție a apei și irigarea zonelor adiacente.

Ott și Chappel au efectuat o investigație experimentală în 1989 în vederea construirii și

testării unei turbine transversale. În urma cercetărilor au fost furnizate date privind eficiența,

funcționarea, întreținerea și costul acestui proiect, pentru Departamentul de Energie din S.U.A. (Ott,

1989). Studiul experimental a implicat proiectarea, fabricarea și instalarea unei turbine transversale

pe cursul unui râu din California de Nord. Pentru controlul debitului, amenajarea hidroenergetică a

fost prevăzută cu un stăvilar ce putea fi acționat de la distanță. Modelul experimental al turbinei

avea 20 de palete, diametrul exterior al rotorului a fost de 920 mm, diametrul interior de 620 mm,

iar lățimea de 1120 mm. Unghiul de atac α1 a fost de 16°, unghiul constructiv β1 de intrare a apei în

paletaj a fost de 30°, iar unghiul β2 de ieșire a apei din paletajul rotoric după prima traversare a fost

de 90°. Rezultatele experimentelor lui Chappel au arătat că turbina transversală poate funcționa cu

un randament de 70 - 80% într-o gamă largă de debite caracteristice amenajărilor de pe cursul unui

râu.

Olgun și Ulku au realizat în anul 1992, o investigație referitoare la randamentul turbinelor

transversale. Au fost efectuate studii la debite variabile, la căderi diferite, modificând numărul de

palete rotorice și a rapoartelor dintre diametrul interior și exterior ale rotoarelor (Olgun, A Study of

Cross Flow Turbine-Effects of Turbine Design Parameters on its Performance, 1992). Au fost

testate două tipuri de injector și treisprezece rotoare. Diametrul exterior pentru toate rotoarele a fost

de 170 mm, acestea având o lățime de 114 mm. Unghiul β1 de intrare al apei în paletajul rotoric a

avut valoarea de 300 , iar unghiul de ieșire al apei din paletajul rotoric β2 a fost de 900. Rapoartele

dintre diametrul interior și diametrul exterior au avut valori diferite. S-au testat rotoare cu

următoarele rapoarte: 0,75; 0,67; 0,58 și 0,54. Au fost testate rotoare cu 20, 24, 28 și 32 de palete, la

un unghiul de atac α1 = 160. Căderile de apă la care au fost testate aceste rotoare au variat între 8 și

30 m. Rezultatele au arătat că diferența de randament pentru toate configurațiile de rotor în

intervalul de căderi H = 8÷30 m au fost mici, de aproximativ 4%. Randamentul maxim înregistrat a

fost de aproximativ 73%, obținut pentru un rotor cu 28 de palete și raport de diametru interior-

exterior de 0,67.

Khosrowpanah și colaboratorii au efectuat în anul 1988 o investigație experimentală

privind performanțele turbinei transversale. S-au avut în vedere diverse valori ale diametrului

exterior al rotorului, al numărului de palete și a arcului de evacuare al injectorului. Studiile

experimentale s-au desfășurat în domeniul debitelor Q = 0,02-0,0438 m3/s și în domeniul de

căderilor H = 0,416-1,53 m (Khosrowpanah, Fiuzat, & Albertson, 1988). Au fost testate patru

rotoare construite la Universitatea din Colorado, unul dintre ele a avut diametrul exterior D1 =

152,4 mm - (6 inch), iar celelalte D1 = 304,8 mm - (12 inch). Unghiul de intrare al apei în paletaj a

fost β1 = 30°, unghiul de ieșire a apei din prima treaptă a fost β2 = 90°. Paletele rotorice au avut

lățimea de 152,4 cm - (6 inch), iar numărul de palete a variat între 10 și 20. Injectoarele cu admisie

verticală aveau lățimea egală cu lățimea paletelor. Unghiurile de evacuare a apei din injector către

rotor au fost: 58°, 78° și 90°. Rezultatele au arătat că randamentul turbinei crește odată cu majorarea

diametrului exterior al rotorului și modificarea unghiului de evacuare din injector de la 58° la 90°.

Cercetările au demonstrat că prin reducerea diametrului exterior al rotorului, randamentul scade cu


___________________________________________________________________________

11

aproximativ 20%. Numărul mare de palete rotorice influențează pozitiv randamentul. La rotorul cu

diametrul exterior de 304,8 mm, numărul optim de palete a fost 15, unghiul de evacuare al

injectorului de 90°, iar raportul dintre diametrul interior și cel exterior D2/D1 a fost 0,68.

Experimentele lui Khosrowpanah privind randamentul turbinei, clarifică legătura directă dintre

diametrul exterior al rotorului, numărul de palete și unghiul de evacuare al injectorului.

Tongco A. F. a efectuat o investigație experimentală în anul 1988, pentru a determina

efectul numărului de palete rotorice asupra performanței turbinei Michell-Banki (Tongoco, 1988).

Studiul experimental a implicat proiectarea și construirea unei turbine pe care au fost testate patru

rotoare cu număr diferit de palete. Rotoarele cu diametrul exterior D1 = 152,4 mm - (6 inch) și

lățimea de 203,2 mm - (8 inch) au fost echipate cu 10, 15, 20 și 30 de palete, aceste rotoare au fost

testate prin intermediul unui injector cu arcul de evacuare de 90°. Rezultatele experimentelor au

arătat că randamentul maxim de 50% a fost realizat de rotorul cu 20 de palete. De asemenea s-a

demonstrat că o creștere suplimentară a numărul de palete la 30, nu a modificat substanțial eficiența

turbinei. Rezultatele au arătat că variația debitului are un efect nesemnificativ. S-a concluzionat în

final că simplitatea, costul scăzut al construcției sunt avantaje greu de surclasat.

Olgun, H. a efectuat o investigație experimentală în anul 1998, pentru a analiza efectul unor

parametri geometrici ai injectoarelor și rotoarelor prin schimbarea raportului dintre diametrul

interior și al diametrul exterior, a două injectoare destinate funcționării la căderi și debite diferite

(Olgun H. , 1998). Au fost proiectate și construite patru rotoare pentru a analiza efectul raportului

dintre diametrul interior și cel exterior, asupra eficienței în funcționare. Diametrul exterior al

rotorului echipat cu Z = 28 palete a fost D1 = 170 mm, unghiul de atac α1 = 16 °,unghiul β1 = 30° în

timp ce unghiul β2 = 90°. Rapoartele dintre diametrul interior și cel exterior au fost D2/D1 = 0,75;

0,67; 0,58 și 0,54. Lățimea rotorului și a injectorului era Bi = 114 mm. Căderea a variat între H = 8

m și H = 30 m. Experimentul a furnizat concluzii importante: turbinele transversale pot funcționa

eficient într-o gamă mai largă de debite decât majoritatea turbinelor, randamentul maxim se poate

obține la o viteză constantă care corespunde unei căderi constante. Randamentul maxim s-a obținut

cu rotorul pentru care raportul între diametre a fost 0,67.

În anul 1983 Miroslav Cink, contribuie la îmbunătățirea turbinei transversale, prin testarea

unei turbine transversale cu un injector prevăzut cu un sistem de reglare inedit (Franjiè, 1994).

Sistemul de reglare are în componență un sector semicircular care urmărește circumferința

rotorului. Sectorul semicircular este închis treptat la scăderea debitului, micșorând secțiunea prin

care apa intră în rotor, această soluție simplă s-a dovedit extrem de eficientă.

Desai și Aziz efectuează cercetări pentru a investiga efectul unor parametri geometrici

asupra randamentului turbinelor transversale (Aziz & Desai, An Experimental Study of the Effect of

Some Design Parameters in Cross Flow Turbine Efficiency, Engineering report, 1991). Studiul

experimental a fost realizat la Clemson Hydraulic Laboratory din Clemson University și a implicat:

proiectarea și fabricarea a trei rotoare cu număr diferit de palete; trei rapoarte diferite D2/D1; -trei

unghiuri β1 diferite de intrare a apei în prima treaptă. Paletele și injectoarele au fost construite din

material acrilic (transparent) pentru a se vizualiza curgerea apei în injector si respectiv in rotor.

Rezultatele experimentale au arătat că parametrii geometrici au un efect semnificativ asupra

performanței turbinei transversale și că randamentul turbinei a crescut prin majorarea numărului de

palete de la 15 la 25. Creșterea unghiului constructiv β1 a variat în intervalul 24°÷32°, însă

creșterea unghiului nu a condus la creșterea randamentului.

Desai și Aziz și-au continuat activitatea de cercetare inițiată în anul 1991 (Aziz & Desai,

An Experimental Study of the Effect of Some Design Parameters in Cross Flow Turbine Efficiency,

Engineering report, 1991) în vederea identificării de noi soluții, de creștere a randamentului

turbinelor transversale. Într-o lucrarea publicată în anul 1994 au fost analizate: efectul vitezei de

curgere, a raportului dintre diametre, a debitului, al numărului de palete rotorice, a geometriei

profilului inclusiv geometria paletei (Aziz & Desai, An experimental investigation of cross-flow

turbine efficiency, 1994). Studiul experimental a fost realizat tot la la Clemson Hydraulic

Laboratory din Clemson University și a implicat proiectarea și fabricarea de rotoare cu un număr

maxim de 39 de palete și 11 tipuri de injectoare. Rezultatele experimentelor obținute în anul 1994

au arătat că randamentul maxim al turbinei a crescut odată cu scăderea unghiului de admisie β1 a

apei în primă etapă de la 320 la 220. Creșterea randamentului s-a realizat prin creșterea numărului de


___________________________________________________________________________

12

palete rotorice de la 15 la 30. S-a demonstrat și faptul că randamentul maxim a turbinei a scăzut

ușor la creșterea raportului dintre diametre de la 0,6 la 0,75.

Joshi și colaboratorii au efectuat o investigație experimentală pentru a analiza influența

numărului de palete, variația arcului de admisie al injectoarelor și nivelul căderii apei asupra

randamentului unei turbine transversale (Joshi, 1995). Unghiul de atac α1 în prima treaptă a fost de

16° și arcul de evacuare al injectoarelor testate a fost de 12°, 26°, 32° și 36°. Diametrul exterior al

rotorului a fost D1 = 300 mm și diametrul interior de D2 = 198 mm, lățimea rotorului a fost de B =

325 mm, iar lățimea injectorului a fost cu 25 mm mai mică decât cea a rotorului. Numărul de palete

rotorice a variat între 8 și 30, iar căderile au fost de H = 2÷9 m. Experimentele au arătat că turbina

cu dublu efect nu este doar o turbină de impuls, deoarece a fost măsurată o presiunea statică

semnificativă la ieșirea apei din injector. Joshi afirmă că randamentul turbinei se îmbunătățește

odată cu creșterea arcului de evacuare a injectorului, a căderii și a numărului de palete rotorice. Din

investigația experimentală, a rezultat că numărul optim de palete rotorice este 20, în cazul studiat.

Reddy et al. au efectuat studii privind randamentul unei turbine transversale de 5 kW

(Reddy & Seshadri, 1996). Studiul experimental a fost realizat în Laboratorul de Mecanica

Fluidelor din Delhi, unde turbina a fost testată la căderi din domeniul H = 3÷9 m. Diametrul

exterior al turbinei echipată cu 24 de palete a fost D1 = 300 mm, diametrul interior D2 = 198 mm,

lățimea rotorului a fost de Br = 325 mm. Unghiul de atac α1 = 16 °, iar arcul de evacuare al

injectorului a fost 36°. Rezultatele experimentelor au arătat că turbina testată nu este doar o turbină

de impuls, deoarece la ieșirea din injector, există o presiune statică. S-a demonstrat că randamentul

maxim al turbinei scade când căderea crește, datorită turbulențelor crescute și a pierderilor datorate

faptului că rotorul este parțial inundat la căderi mai mari, parțial umplut cu apă.

Durgin și Fay au întreprins o investigație pentru a determina hidrodinamica internă a

turbinei cu flux transversal, sub influența unor dispozitive de ghidare montate în interiorul rotorului

(Durgin & Fay, 1984). Studiul experimental a implicat proiectarea și construirea unui model special

de turbină amplasat într-o carcasă din plexiglas, cu palete susținute doar de un disc rotoric. Faptul

că paletele erau fixate doar pe unul din pereții rotorului, a permis amplasarea unor dispozitive de

ghidare cu forme diferite. Injectoarele folosite în cadrul experimentelor, au avut arcul de evacuare ε

= 35°, respectiv ε = 85°. Experimentul a arătat că o parte semnificativă din apa care tranzitează

rotorul este antrenată între palete și peretele injectorului, în zona de recirculare. Din acest motiv,

fluidul nu tranzitează rotorul în totalitate la cea de-a doua traversare. Volumul apei cu traiectorie

necorespunzătoare, care generează pierderi de energie scade turația rotorului. La modificarea

arcului de evacuare al injectoarelor de la 35° la 80°, pierderile de debit au crescut. Randamentul

maxim al turbinei testate a fost de 61%. Apa care iese din cea de-a doua treaptă, a contribuit cu

aproximativ 17% la energia hidraulică cedată către rotor, restul de 83% de energie a fost transferată

la prima traversare.

Kenyery și Alcala au efectuat un studiu experimental pentru a analiza efectul unei palete

de ghidare amplasată în interiorul rotorului (Kenyery & Alcala, 1997). Studiul a implicat

proiectarea și fabricarea unui model de turbină cu două tipuri de palete de ghidare în interiorul

rotorului. Diametrul exterior al rotorului echipat cu Z = 24 palete a fost D1 = 294 mm, iar diametrul

interior D2 = 200 mm. Unghiul de atac α1 = 20°, unghiul de intrare al apei în paletajul rotoric a fost

β1 = 30°. Unghiul de ieșire a apei din paletaj în prima treaptă a fost de β2 = 90°. Rezultatele au arătat

că randamentul turbinei poate fi îmbunătățit prin utilizarea unor palete amplasate în interiorul

rotorului. Randamentul a crescut cu 1,5% până la 6%, față de randamentul obținut fără a utiliza

dispozitivele interne de ghidare.

Fukutomi et al. au efectuat în anul 1995 un studiu experimental și teoretic pentru a

determina amploarea forțelor ce acționează pe paletele rotorice (Fukutomi&Nakase, 1995). Forțele

tangențiale și radiale au fost măsurate pe o paletă și comparate apoi cu cele calculate. Rezultatele

studiului au arătat că forțele tangențiale și radiale au valori maxime în zona inferioară a injectorului.

Forțele care acționează asupra paletelor cresc proporțional cu scăderea vitezei de rotație a turbinei,

iar valorile forțelor radiale sunt cu aproximativ 60% mai scăzute față de valorile corespunzătoare

forțelor tangențiale.

Thapar și Albertson au efectuat un studiu în care au demonstrat că turbinele transversale

nu sunt supuse fenomenului de cavitație în timpul funcționarii. În schimb, apare uzură atunci când


___________________________________________________________________________

13

în apă sunt prezente particule de nisip și alte substanțe corozive (Albertson, 1985). În plus, s-a ajuns

la concluzia că turbinele transversale au nevoie de o întreținere redusă față de alte tipuri de turbine,

deoarece rotorul are proprietatea de autocurățire. De asemenea s-a arătat din nou, că turbina

transversală are o structură simplă și un preț de cost mai redus pe kW putere instalată, decât orice

altă turbină destinată căderilor și debitelor mici.

În anul 2019, Khomsah et al prezintă la ,,The 1-st International Conference on Advanced

Engineering and Technology”, lucrarea Pico-hydro as A Renewable Energy: Local Natural

Resources and Equipament Avilability in Efforts to Generate Electricity. Obiectivul principal al

cercetării era modalitatea în care bambusul poate fi utilizat ca materie primă pentru construirea unei

turbine transversale (Khomsah, Sudjito, Wijono, & Laksono, 2019). Se prezintă o turbină

construită din bambus, având diametrul de 125 mm, lățimea de 50 mm și având 20 de

palete.Turbina a fost testată în condiții de laborator, la un debit Q=4 l/s, la o presiune a apei P =

0,55 kg/cm2. Turbina era cuplată cu generator care a produs o tensiune U = 100 V la I = 0,38 A,

care alimentează o lampă LED de 144 W. Obiectivul studiului a fost de a evidenția că există soluții

simple pentru electrificarea gospodăriilor din zonele muntoase izolate ale Malaeziei și a altor țări

din Asia de Sud-Est.

Van Dixhorn et al. au efectuat în anul 1984, cercetări privind forțele cu care apa

acționează asupra paletelor (Van Dixhorn M. , 1984). Pe o paletă au fost măsurate forțele

tangențiale și radiale, precum și momentul. Experimentele au fost efectuate pentru debite cuprinse

în domeniul Q = 0,35÷1,1 m3/s și căderi în domeniul H = 1,0÷2,6 m. Diametrul exterior al

rotorului cu 22 de palete a fost D1 = 277 mm și lățimea Br = 197 mm. Raportul dintre diametrul

interior și diametrul exterior D2/D1 = 0,66. Discurile laterale au fost realizate din plexiglas pentru a

permite vizualizarea fluxului de fluid și efectele unghiului de atac. Unghiul de atac α1 = 15°, și

unghiul de ieșire a apei din injector ε = 90°. Rezultatele au arătat că randamentul maxim a fost între

65% și 70% și s-a constatat că forțele maxime la care sunt supuse paletele apar atunci când paleta

este situată cu aproximativ 10° înainte de a ajunge la ieșirea din arcul de evacuare al injectorului.

Forța centrifugă și momentul de încovoiere au fost determinate prin rotirea rotorului în curent de

aer, estimându-se că aceste forțe sunt similare cu forțele măsurate în timpul funcționării turbinei în

zona netranzitată de apă. S-a constatat că forțele tangențiale măsurate au fost în concordanță cu

calculele teoretice, în timp ce forțele radiale au fost ușor mai scăzute decât se preconizase.

Costa Pereira și Borges au studiat fenomenele din interiorul injectorului unei turbine

cu curgere transversală. Ei au măsurat distribuția presiunilor în interiorul pereților pentru două

injectoare diferite (Pereira, 1996). Concluzia importantă rezultată în urma experimentelor se referă

la efectul nesemnificativ al căderii asupra randamentului. O altă concluzie interesantă se referă la

rolul paletei directoare din interiorul injectorului, în vederea creșterii randamentului turbinei. O

parte a investigației a constat în măsurarea distribuției de presiuni statice pe pereții interiori a două

injectoare cu configurații diferite. Una din configurații era cu injector fără rotor, iar cea de-a doua

cu rotorul atașat. Testele efectuate la configurația injector-rotor au inclus măsurarea randamentului

și au acoperit o gamă largă de condiții de lucru în zona celui mai bun randament obținut. Analiza

rezultatelor obținute oferă indicații asupra pierderilor de debit volumetric și asupra modului în care

debitul din injector influențează gradul de reacție al turbinei și valorile randamentului. Majoritatea

testelor au fost efectuate cu un rotor echipat cu 25 de palete. Alte experimente cu injectorul

prevăzut cu o paletă interioară de ghidare și un rotor echipat cu 10 palete, au permis evaluarea

efectului curgerii prin injector, în funcție de numărul de palete. Curgerea din interiorul injectorului

fără paletă interioară a fost analizată numeric, folosind o metodă bazată pe transformarea Schwarz-

Christoffel. Rezultatele simulărilor numerice au fost în bună concordanță cu rezultatele

experimentale, atât pentru injectoarele cu paletă de ghidare, cât și pentru injectorul simplu.

Fiuzat și Akerkar au fost interesați de evaluarea transferului de energie în fiecare treaptă

(Fiuzat, 1991). Studiul a implicat proiectarea și realizarea unui model special de turbină, construit

din material acrilic transparent (cu excepția arborelui), pentru a putea fi vizualizată traiectoria apei.

Injectoarele cu lățimea Bi = 152,4 mm au avut unghiul de evacuare ε = 90° și 120°. Diametrul

exterior al rotorului D1 = 304,8 mm a avut lățimea Br = 152,4 mm, ca și injectorul. Rezultatele

experimentelor au arătat că în cea de-a doua treaptă, curgerea are un efect important asupra

randamentului turbinei. La injectorul cu unghiul de evacuare de 90°, puterea transferată (cedată)


___________________________________________________________________________

14

arborelui în cea de-a doua treaptă reprezintă 45% din puterea totală. Când arcul de admisie în rotor

este ε = 120°, puterea cedată în treapta a doua este de 41%. În concluzie, transferul de putere în cea

de-a doua treaptă a fost mai bun pentru injectorul cu unghiul de admisie ε =90°.

Fukutomi et al. au dezvoltat o metodă de analiză numerică pentru studiul fluxului de apă

care traversează rotorul turbinei transversale (Fukutomi, 1991). Raportul analizează curgerea în cele

două trepte de transformare a energiei hidraulice în energie mecanică. Rezultatele calculate au fost

comparate cu datele experimentale și au fost validate ipotezele teoretice. Lucrarea prezintă deosebit

de explicit care sunt zonele de curgere, și prin ce se caracterizează, fiecare (fig. 1.10). Există o zonă

A în care spațiul inter-paletar este tranzitat de apă la debite mici, unghiul de atac nu este unghiul

nominal și în consecință direcția de curgere nu este optimă. Zona B asigură transferul de energie în

prima treaptă, cu randamente acceptabile. Mai mult, se clarifică faptul că debitul din interiorul

rotorului este extrem de neuniform pe periferia rotorului. Neuniformitatea curgerii determină o

scădere a eficienței și în final s-a constatat că neuniformitatea curgerii crește simultan cu raportul

dintre diametre.

Fig 1.10. Curgerea prin rotorul turbinei transversale (Fukutomi, 1991)

Choi et al. au prezentat o metodă numerică pentru a analiza debitul intern și performanțele

turbinei transversale utilizând programul ANSYS-CFX (Choi, Lim, & Lee, 2008). Diametrul

exterior al modelului de rotor a fost D1 = 250 mm, lățimea Br = 150 mm similară cu lățimea

injectorului (Choi, Lim, & Lee, 2008). Pentru a studia performanța turbinei s-au utilizat injectoare

de formă simplă, fără paletă directoare. Au fost supuse analizei trei rotoare cu 15, 26 și 30 de palete

rotorice, la care unghiul β1 de intrare în paletajul rotoric a avut următoarele valori: 25°, 30° și 35°.

S-a concluzionat că utilizarea supapei de aspirație a aerului reduce pierderile cauzate de impactul

dintre curentul de fluid și arborele rotorului, și elimină pierderile ce apar în zona de recirculare și

îmbunătățește randamentul. În plus, forma injectorului influențează decisiv curgerea și implicit

randamentul.

Choi et al. au efectuat și alte studii privind controlul curgerii în interiorul paletajului rotoric.

În lucrarea ”Performance Improvement of a Cross-Flow Hydro Turbine by Air Layer Effect"

prezentată la 25th IAHR Symposium of Hydraulic Machinery and System, publicată la IOP

Conference Series: Earth and Environmental Science 12, au fost prezentată o turbină cu un rotor

echipat cu 30 de palete, având lățimea de 500 mm, aceeași cu lățimea injectorului, unghiul de

intrare a apei în paletajul rotoric β1 = 30°, în timp ce unghiul β2 de ieșire al apei din prima etapă era

de 87° (Choi, Yoon, & Inagaki, 2010). Au fost utilizate două supape de aspirație a aerului, una

instalată la partea superioară a carcasei și cealaltă pe peretele lateral al carcasei. S-a concluzionat că

aspirația aerului în zona peretelui lateral al rotorului are efecte semnificative asupra curgerii interne

și performanței turbinei. Creșterea eficienței se datorează micșorării pierderilor hidraulice care apar

în zona de recirculare. și a impactului apei cu arborele.

De Andrade et al. au analizat prin analiză numerică a curgerea apei prin rotorul turbinei

transversale. O simulare a fluxului a fost efectuată pentru a analiza transferul de energie în cele

două trepte, prin intermediul programului ANSYS-CFX. (Andrade, și alții, 2011). Rotorul echipat

cu Z = 24 de palete a avut diametrul exterior D1 = 295 mm, diametrul interior D2 = 200 mm și

lățimea Br = 150 mm. Unghiul de atac a fost α1 = 16°, iar unghiul de ieșire a apei din paletaj în


___________________________________________________________________________

15

prima treaptă a fost β2 = 90°. Rezultatele simulării CFD au arătat că 68,5% din energia apei este

transferată arborelui rotorului în prima treaptă, în timp ce 31,5% din energie este transferată în cea

de-a doua treaptă.

Choi et al. au prezentat o metodă numerică pentru a investiga efectul unghiului de evazare

a tubului de aspirație (Choi S. &., 2012). Diametrul exterior al rotorului echipat cu 23 de palete a

fost D1 = 280 mm, lățimea rotorului a fost Br = 135 mm, aceasta a fost aceeași cu lățimea

injectorului. Unghiul de intrare a apei în paletaj a fost β1 = 35°, în timp ce unghiul de ieșire a apei

din prima treaptă a curgerii a fost β2 = 100°.

În anul 2012, domnul ing. Florin Pomoja a susținut o teză de doctorat, care prezintă

rezultatele teoretice obţinute în urma simulărilor numerice privind curgerea apei prin turbina cu flux

transversal HYE 10a, realizată la S.C. Hydro-Engineering S.A. Reşiţa. Lucrarea conține și analiza

stării de tensiuni și deformații, precum și rezultatele experimentale obţinute în urma măsurătorilor

efectuate pe un stand hidraulic de încercări. Menționăm că turbina HYE 10a conține carcasă și

aparat director, este construită din palete profilate din oțel înalt aliat (X5 CrNi 18-10) și a fost

proiectată pentru un debit maxim de 20 l/s, la o cădere de 50 m. Încercarile de laborator au

demonstrat un randament maxim care poate depăși 80% (Pomoja, 2012).

Tsvetan Tsalov a susținut o teză de doctorat, în care a prezentat numeroase soluții de

reglare a debitului bazate pe amplasarea de dispozitive în injector, soluții descrise în diferite lucrări

din literatura de specialitate (Tsalov, 2015).

Trecerea în revistă a metodelor de control a debitului reprezintă o analiză temeinic

documentată, de o reală valoare pentru cercetările viitoare asupra turbinelor transversale.

Fig. 1.11. Soluții de reglare a debitului. Extras lucrare (Tsalov, 2015)

Fiecare din dispozitivele prezentate în figura 1.11 modifică într-o anumită măsură, unghiul

de evacuare al apei din injector, debitul și direcția de curgere a fluidului ce traversează paletajul

rotoric.

1.3. Concluzii Sistemele de conversie a energiei hidraulice sunt deosebit de robuste, pot avea o durată de

viață de 50 de ani sau mai mult și necesită întreținere relativ redusă.

Microturbinele reprezintă uneori singura soluție pentru alimentarea cu energie electrică a

zonelor izolate. De la inventarea primei turbine cu curgere transversală în anul 1903 și până în

prezent, constructorii și inventatorii au obținut realizări notabile, ce au vizat modernizarea,

eficientizarea, proiectarea și realizarea unei diversități de prototipuri.

Interesul cercetătorilor din ultimii ani a fost motivat de o cerință importantă a politicilor

energetice la nivel European și anume promovarea microturbinelor, care spre deosebire de

turbinele de putere medie și mare pot produce un efect minimal asupra mediului. Recent, s-au

obținut brevete de invenție referitoare la microturbinele de cădere mică sau montate pe firul apei.

O altă direcție nouă de cercetare este extinderea domeniului de utilizare prin valorificarea

potențialului hidroenergetic din rețele de apă ce funcționează în regim gravitațional, inclusiv rețele

urbane destinate evacuării apelor uzate.

Bibliografia recentă evidențiază și preocupări privind modernizarea și creșterea

randamentului turbinei transversale, bazată pe simulări numerice. Metoda aduce importante


___________________________________________________________________________

16

beneficii privind analiza curgerii, în vederea identificării celor mai bune soluții din faza de

proiectare, înainte de construirea și testarea experimentală propriu-zisă. Prezenta lucrare de doctorat se concentrează asupra microturbinelor transversale, funcționând la căderi și

debite de valori reduse, în afara domeniului acoperit de variantele comerciale. O temă importantă este și

clarificarea prin studii experimentale a unor aspecte privind controlul curgerii în interiorul turbine

transversale la căderi mici, prin amplasarea de dispozitive cu rol de ghidare a curentului. Un alt obiectiv al

tezei este prezentarea unor indicații și detalii de execuție, astfel încât să fie posibilă replicarea soluțiilor

tehnice propuse de către producători foarte mici, cum ar fi persoane fizice interesate de valorificarea

energiei curate la prețuri rezonabile, utilizând tehnologii simple.


___________________________________________________________________________

17

Capitolul II

Contribuții privind proiectarea și realizarea unei turbine transversale

destinată funcționării la căderi reduse

Turbina transversală (cross-flow turbine) cu o istorie de peste un secol, mai este cunoscută

sub denumirea de turbină cu dublu flux, turbină Michell-Banki. Principalele elemente componente

sunt rotorul și injectorul. De obicei rotorul este format din doua discuri paralele fixate pe un arbore,

între cele două discuri sunt fixate un anumit număr de palete. Numărul de palete cu care este

echipat un rotor este condiționat de diametrul discurilor. Acest tip de mașina hidraulică este de

obicei încadrată în categoria turbinelor cu acțiune. Intrarea apei în turbina transversală are loc pe

direcția radială, fluxul de apă traversează rotorul de două ori transferând energie în două trepte și

evacuarea apei se efectuează pe direcția centrifugală. Alimentarea se poate realiza pe direcție

verticală sau pe direcție orizontală.

În practică, turbina transversală este recomandabilă în condiții de lucru, caracterizate prin

fluctuații mari de debit. Rotorul turbinei transversale beneficiază de avantajul că poate fi împărțit în

părți egale. Admisia apei poate fi efectuată pe 1/3 sau 2/3 sau pe întreaga lungime a rotorului, în

funcție de valoarea debitului. Admisia parțială permite obținerea unor curbe de randament bune și la

sarcini parțiale.

Fig. 2.1. Domeniul de funcționare a turbinei transversale (Greenbugenergy, 2019)

Din figura 2.1 se poate observa că turbina transversală, Cross-Flow” acoperă și zone din

domeniile de funcționare recomandabile pentru turbina Francis și turbina Kaplan de putere mică.

Turbina transversală este considerată ca fiind o soluție atractivă în special pentru amenajările la

scară mică, însă se întâlnește și în unități de producere a energiei electrice de până la 6 MW.

Principalele caracteristici ale acestei mașini hidraulice sunt: turația poate fi selectată într-o gamă

largă; randamentul nu depinde de debit; costurile de investiție, exploatare și întreținere sunt reduse.

La proiectarea rotorului unei turbine transversale trebuie luate în considerare următoarele

aspecte: diametrul mic al rotorului determină un randament hidraulic redus; diametrul mare al

rotorului determină o viteză de rotație redusă; stabilirea raportului dintre diametrul și lățimea

turbinei trebuie corelată cu debitele zilnice multianuale, pentru funcționarea pe o plajă cât mai largă

de debite; dimensiunile turbinei trebuie adaptate condițiilor restrictive d.p.d.v. constructiv.

Proiectarea turbinei studiate în această lucrare s-a bazat pe principiile fundamentale de

dimensionare a turbinelor hidraulice și pe informații fundamentate pe experiența dobândită prin

studii experimentale anterioare ale altor cercetători.


___________________________________________________________________________

18

2.1. Recomandări de proiectare extrase din literatura de specialitate

Determinarea diametrului rotorului

Valorile adecvate pentru diametrul exterior al rotorului turbinei Michaell-Banki au fost

studiate în lucrarea cu titlul: ,,Diseno y Estandarizacion de Turbinas Michaell-Banki” elaborată de

către OLADE Organizacion Latinoamericana de Energia (Hernandez Bazo, Septembrie 1980). În

funcție de debit, lucrarea recomandă pentru o cădere de 100 m, următoarele valori ale diametrului

exterior: D1 = 200 mm; D1 = 300 mm; D1 = 400 mm; D1 = 500 mm și D1 = 600 mm. Recomandările,

corelate cu lățimea rotorului și cu puterea hidraulică disponibilă sunt prezentate în tabelul 2.1.

Tabel 2.1. Valori ale diametrului exterior recomandate de OLADE 1980 (Hernandez Bazo,

Septembrie 1980). Diam. exterior. rotor

D1 (mm)

Căderea

H (m)

Debitul

Q (m3/sec)

Lățimea rotorului

B (mm)

Puterea hidraulică

Ph (kW).

200 100 0,140 65 86

300 100 0,500 150 308

400 100 1,100 240 679

500 100 2,200 380 1359

600 100 4,000 570 2471

O contribuție esențială la studierea procedurii de selectare a diametrului rotorului turbinei

transversale a avut Edgar Paz Pérez et al. La ,,Congresul Ibero-american de Inginerie Mecanică”

a fost prezentat tabelul 2.2 (Perez, Carrocci, Filho, & Luna, 2007). Stabilirea diametrului exterior al

turbinei Michaell-Banki, funcție de cei doi parametri hidraulici, debit și cădere este în conformitate

cu standardul din 1986 al ,,Institutul National Brazilian de Energie” (INE, 1986).

Două turbine transversale funcționează în condiții similare, când valoarea HQ / este

aceeași. Este de asemenea cunoscut faptul că randamentul acestor turbine nu variază apreciabil pe

intervale relativ largi de valori ale debitului și căderii. Observațiile anterioare justifică stabilirea

diametrul rotorului, utilizând informațiile prezentate, în tabelul 2.2.

Tabel 2.2. Stabilirea diametrului și a numărului maxim de palete (INE, 1986)

HQ / D1 (mm) Zmax

0,02236...0,04743 200 22

0,04743...0,07906 300 24

0,07906...0,11068 400 26

0,11068...0,15812 500 28

Observație: Diametrul exterior trebuie determinat în funcție de condițiile de funcționare și

de valoarea parametrilor hidraulici disponibili ai amenajării.

Canalul hidraulic din cadrul Laboratorului MFMH din cadrul Universității Tehnice

,,Gheorghe Asachi” oferă posibilitatea obținerii unui debit maxim 0,31 m3/s și a unei căderi H = 2

m. În urma consultării tabelului 2.2 și a calculelor efectuate, în lucrarea prezentă s-a optat pentru

valoarea diametrului exterior al rotorului turbinei proiectate D1 = 0,382 m (≈15 inch). În cazul

turbinei construite în cadrul acestei teze, diametrul exterior D1 = 0,382 m este o valoare puțin mai

mică decât valoarea diametrul optim recomandat, deoarece s-a ținut cont și de alte aspecte legate de

lățimea și adâncimea canalului hidraulic. Posibilitățile reale de vehiculare a apei prin canalul situat

în amonte de turbină limitează parametrii hidraulici disponibili pentru experimente. De exemplu, în

zona efectuării testelor este necesară o distanță corespunzătoare între rotorul turbinei și fundul

canalului de evacuare, pentru ca turbina să poată evacua apa turbinată.

Stabilirea lățimii rotorului

Rotorul a fost proiectat pentru amplasare pe poziția orizontală, astfel încât lama de apă

evacuată de injector intră în contact cu întreaga lățime a rotorului.


___________________________________________________________________________

19

În cadrul investigațiilor efectuate de A. Ulku și H. Olgun, au fost prezentate rezultate

obținute prin modificarea raportului dintre diametrul interior și diametrul exterior, numărului optim

de palate, precum și a raportului dintre diametrul exterior și lățimea rotorului (Olgun, 1992). În

această teză, pentru stabilirea lățimii rotorului pentru turbina proiectată în cadrul tezei a fost

consultat tabelul 2.3 realizat de căre Olgun, precum și posibilitățile reale de preluare a debitelor de

către turbină. Lățimea rotorului a fost stabilită în urma restricțiilor existente în ce privește înălțimea

și lățimea a canalului hidraulic al Laboratorul MFMAHP.

Tabelul 2.3. Randament maxim în funcție de parametrii constructivi (Olgun, 1992) Turbine Michell-Banki D2/D1 D1/B z 𝜂%

Yokohama, 1985, Japonia 0,66 4,25 26 80,60

Vigm, 1986, Rusia 0,63 3,00 24 78,00

Ganz, 1984, Ungaria 0,66 1,00 30 75,00

Alabama, 1983, S.U.A. 0,66 0,25 20 75,00

Resita, 1983, Romania 0,66 1,28 24 73,00

Ktu, 1987, Trazbon, Turcia 0,54 0,81 24 71,30

Oregon, 1949, S.U.A. 0,66 1,09 20 68,00

Vdi, 1981, Etiopia 0,67 3,26 36 66,00

Los Andes, 1973, Columbia 0,62 1,87 27 60,60

Odtu, 1985, Ankara, Turcia 0,83 1,44 30 55,50

Rotorul realizat în cadrul acestei teze și prezentat în figura 2.2. a fost construit cu lățimea

fizică de Bcr = 0,474 m, lățimea de lucru efectivă (care se află sub acțiunea curentului de apă) fiind

Br3 = 0,462 m. Diferența de 0,012 m, se datorează unor motive obiective; la proiectarea rotorului s-

au folosit patru discuri de susținere și fixare a paletelor, grosimea fiecărui disc fiind de 0,003 m.

Fig. 2.2. Rotor realizat cu palete din țeavă PVC decupate pe generatoare.

Pentru funcționarea parțială a rotorului la 1/3 din lățime, lățimea efectivă activă a fost Br1 =

154 mm, reprezentând distanța dintre două discuri rotorice. Când apa traversează 2/3 din lățimea

totală, spațiul de lucru are lățimea Br2 = 0,308 m. În secțiunea care permite funcționarea la 2/3 din

lățime, a fost intercalat un disc rotoric suplimentar pentru a se menține fără deformații, forma

geometrică a paletelor rotorice. În figura 2.2. se pot observa cele 3 zone. Au fost calculate

rapoartele D1/Br pentru secțiunile ce reprezintă 1/3, 2/3 și respectiv 3/3 din lățimea rotorului: pentru

1/3, raportul D1/Br1 = 2,48; pentru 2/3, raportul D1/Br2 = 1,24; pentru 3/3, raportul D1/Br3 = 0,826.

Rapoartele se încadrează în valorile D1/B recomandate în tabelul 2.3.

Determinarea numărului de palete

La stabilirea numărului optim de palete rotorice se ia în calculul diametrul rotorului și

condițiile de funcționare a microturbinei, determinate de cădere și debit. Un număr redus de palete

active determină un moment mic la arborele rotorului și un număr mare de palete, conduce la

pierderi prin frecare, ce scad randamentul.


___________________________________________________________________________

20

Yhon Castañeda Ceballos et al, au dezvoltat un studiu comparativ referitor la numărul de

palate rotorice. În cadrul articolului ,, Influence of the Number of Blades in the Power Generated by

a Michell Banki Turbine”, se prezintă un tabel cu recomandări privind numărul optim de palate

pentru turbinele transversale (Yhon , Mario , Diego, Jorge, & Sebastian, 2017).

Tabelul 2.4. Studiu comparativ asupra numărului optim de palete- Z optim. (Yhon , Mario , Diego,

Jorge, & Sebastian, 2017) Autori studiu Z Zoptim

V. Samartano, et al. 30, 35, 40 35

Y.D. Choi, et al. - 30

Aziz, N.M. and Totapally, H.G.S 15 - 35 30

H. Olgun and A. Ulkun 20, 24, 28, 32 28

Nadim M. Aziz and Venkappayya R. Desai - 25

Shashank Mani et al. 18, 22, 26, 30 22

N. Acharya, et al 16, 18, 20, 22, 24, 26, 28, 32 22

În referatul ,,Ficha Tecnica Turbina Michell-Banki 2” (Practicas, 2009), se recomandă

pentru rotorul turbinei Michell-Banki, 24 - 30 ca număr optim de palete.

În anul 2018, Ram Adhikari realizează un studiu amplu privind parametrii geometrici și

constructivi ai turbinelor testate de o serie de cercetători. Studiul poate fi considerat un ghid destinat

identificării de soliții pentru creșterea randamentului turbinei transversale. Rezultatele sunt

sintetizate în tabelul 2.6. (Adhikari & Wood, 2018).

Tabel 2.5. Rezultate studii efectuate pentru identificarea parametrilor constructivi recomandabili

(Adhikari & Wood, 2018)

Autori α1[°] β1[°] β2[°] D2/D1 [%] Z θ injector η [ %]

Michell (1904) 16 38 90 0,68 20 90 92

Teoretic Mockmore and Merryfield

(1949) 16 30 90 0,66 20 - 68

Varga (1959) 16 39 - 0,66 30 - 77 Durali (1976) 16 30 90 0,68 24 - 76 Johnson and White (1982) 16 39 - 0,68 18 60 80 Nakase et al. (19820 15 39 - 0,68 26 90 82 Dakers and Martin (1982) 22 30 90 0,67 20 69 69

Durgin and Fay (1984) 16 39 - 0,68 20 63 66 Khosrowpanah (1985) 16 39 90 0,68 15 58; 78; 90* 80 Hothersall (1985) 16 - - 0,66 21 - 75 Ott and Chappell (1989) 16 - - 0,68 20 - 79 Fuizat and Akerkar (1989) 20 - 24* 39 90 0,68 20 90 89 Desai (1994) 22*- 32 39 90 0,60; 0,68*; 0,75 30 90 88 Totapally and Aziz (1994) 22*- 24 39 55*-90 0,68 35 90 90

Notă: numerele cu steluță corespund randamentului prezentat în ultima rubrică a tabelului.

În urma analizării studiilor efectuate de cercetătorii mai sus menționați, pentru turbina

investigată în cadrul acestei teze s-a optat pentru un număr de palete Z = 24.

Determinarea parametrilor geometrici

Viteza apei la ieșirea din injector, respectiv intrarea în rotor, se poate determina cu formula:

𝑉𝑖 = 𝑉1 = 𝐾𝑣1√2𝑔𝐻𝑛 (2.1)

Coeficientul de viteză Kv1 pentru injector este definit ca raportul dintre viteza medie reală

obținută și cea estimată de ecuația lui Bernoulli. Fiind un coeficient de pierderi locale de energie,

valoarea coeficientului este determinată estimativ. De exemplu, în conformitate cu lucrarea

,,Applied Mechanics” publicată de Hannah et Hillier, precum și în conformitate cu alte surse


___________________________________________________________________________

21

bibliografice, se recomandă o valoare a coeficientului Kv1 în intervalul 0,95 și 0,99. (Hannah &

Hiller, 1994). În lucrarea ,,About Design optimization off Cross-Flow Hidraulic Turbines” din anul

2005, Mircea Bărglăzan recomandă valoarea coeficientului Kv1, ca fiind între 0,96...0,98

(Bărglăzan, 2005).

Fig. 2.3. Triunghiurile de viteze în cele două etape de transfer energetic.

Rezultă β1, unghiul de intrare a apei în paletajul rotoric, format între direcția vitezei relative

(W1) și direcția vitezei tangențiale (U1),

Egdar Paz Perez prezintă un studiu în care precizează relațiile dintre unghiul β1 și α1, a cărui

rezultate sunt prezentate în tabelul 2.6. (Egdar, Luiz, & Paulo, 2006). Mai exact, unghiului β1 = 30°

îi va corespunde un unghi α1 = 16,102°.

Tabel 2.6. Variația unghiului β1 în funcție de valoarea unghiului α1. (Egdar, Luiz, & Paulo, 2006)

β1 α1

26,5° 14°

28° 15°

30° 16°

31,5° 17°

33° 18°

Observație: Valoarea teoretică a unghiului α1 = 16,102° este foarte greu de realizat în

practică. Se optează pentru α1 = 16°.

Datorită intrării aproximativ tangențiale a apei în rotorul turbinei transversale și a unghiului

maxim de ieșire din injector, apare o limitare a numărului maxim de palete active. Încărcarea redusă

sau inexistentă a rotorului determină o creștere a vitezei acestuia, numită viteză de ambalare, cu

efect negativ asupra randamentului și a forțelor care acționează asupra paletelor. Rotorul turbinelor

destinate căderilor mici este rareori echilibrat dinamic, deoarece vitezele de rotație din timpul

funcționării normale sunt relativ mici. La căderi mari, se impune echilibrarea dinamică a rotoarelor,

în caz contrar, pot apărea vibrații care pot deteriora întreaga instalație.


___________________________________________________________________________

22

În urma analizei studiilor anterioare a căror rezultate au fost prezentate în tabelele 2.4-2.6 și

luând în considerație căderile mici ce corespund unor viteze mici ale curentului de apă la care

urmează să fie testată turbina, s-a optat pentru Z = 24 de palete rotorice.

Pasul dintre palete este 𝑡𝑃 = 15˚.

Fig. 2.4. Geometria paletei (Popescu C. , 2013).

Unghiurile constructive ale paletei sunt: 𝜃 = 52,5˚ ; 𝜆 = 142,5˚; 𝛾 = 22,5˚ ; 𝛿 = 75˚. Coarda paletei este 𝐴𝑝 = 0,07447[𝑚] Raza paletei 𝑅𝑎 = 0,06262[𝑚].

Egdar Paz Perez et al, în lucrarea intitulată ,,Metodologia de dyseno hidraulico y

mecanico de una turbina Michell-Banki” publicată la al 8-lea Congres Ibero-American de Inginerie

Mecanică de la Cuzco, recomandă ca metodă de manufacturare a paletelor rotorice, prelucrarea

acestora din țeavă din oțel carbon (Perez, Carrocci, Filho, & Luna, 2007). Chappell, J. R. a

demonstrat posibilitatea de reducere a costurilor pentru turbinele Michell-Banki instalate în cadrul

amenajărilor cu căderi mici (Chappell, 1983), prin utilizarea de materiale plastice. Folosirea țevilor

din plastic, tăiate pe generatoare este o soluție rezonabilă, deoarece forțele ce acționează asupra

paletajului, sunt relativ mici. Chappell a estimat reducerea costurilor de producție cu aproximativ

50%.

Contribuție: Rotorul proiectat și prezentat în această teză are palete realizate din țeavă

PVC, cu diametrul de 125 mm și grosimea peretelui de 3,2 mm. Țeava PVC a fost tăiată pe

generatoare. Cu ajutorul unor pene semicirculare înguste (vezi figura 2.11.), prelucrate din același

tip de țeavă PVC, paletele au fost fixate în canalele semicirculare, având lățimea de 6 mm. Metoda

de fixare a paletelor în discurile rotorice poate fi considerată inedită.

Soluția clasică, descrisă în cartea intitulată ,,Hydraulic Engineering Manual”. Volumul 4:

Cross Flow Turbine Fabrication publicată de Swiss Center of Appropiate Technology (SKAT) -

(Widmer, Arter, & Eisenring, 1993) este asamblare nedemontabilă, bazată pe sudarea paletelor din

oțel de discurile rotorice.

Contribuție: Metoda de montare a paletelor în discuri este bazată pe utilizarea penelor

semicirculare prelucrate din același tip de țeavă PVC. Procedeul are avantajul remarcabil că

elimină deformația discurilor rototice și a paletelor, efecte nedorite ce s-ar fi dezvoltat în zona

influențată termic în timpul sudării. În plus, prin această contribuție originală la metodologia de


___________________________________________________________________________

23

fabricație a turbinelor, se evită riscurile generate de tensiunile remanente care apar în urma

operațiunii de sudare.

Fig. 2.5. Rotor parțial paletat. Paralelismul discurilor realizat prin intermediul prezoanelor.

Metoda de fabricație a turbinei propuse cuprinde și alte elemente inedite. Canalele

semicirculare din discurile rotorice au fost prelucrate pe o mașină de frezat universală pentru

sculărie FUS 200, cu o freză cilindro-frontală cu diametrul de 6 mm. Mișcarea de avans pe direcție

curbă a fost realizată prin rotirea mesei rotative. Canalele din discurile rotorice au fost prelucrate

simultan, toate cele patru discuri fiind suprapuse și fixate cu șuruburi M6 în găurile practicate

anterior pentru cele șase prezoane M6. Pachetul cu discuri a fost poziționat pe masa rotativă în așa

fel încât (unghiul la centru δ), sau centrul de curbură al canalelor în care sunt amplasate paletele să

coincidă cu axa mesei rotative.

Contribuție: Metoda de prelucrare a canalelor semicirculare din discurile rotorice este o altă

contribuție originală privind tehnologia de realizare a turbinelor transversale.

Unii autori recomandă tăierea canalelor semicirculare cu sudura oxiacetilenică, ceea ce

conduce la o precizie scăzută a formei geometrice. Este adevărat că utilizând mașini cu comandă

numerică precizia de prelucrare este ridicată. Totuși, metoda este arareori recomandabilă, deoarece

un important avantaj al turbinelor Banki este simplitatea constructivă, ceea ce le-a făcut să fie foarte

răspândite în zonele în curs de dezvoltare, unde posibilitățile de prelucrare bazate pe mașini-unelte

și tehnologii de ultimă generație sunt limitate.

Observație: Diametrul exterior al discurilor rotorice notat D0, este mai mare decât diametrul

exterior la care sunt poziționate paletele rotorice notat D1, determină forma închisă a canalelor

semicirculare practicate în discurile rotorice, așa cum se poate observa în figura 2.15. Această

diferența dimensională crează trei praguri, situate în imediata vecinătate a pereților laterali ai

injectorului, care prin interstițiile de dimensiuni reduse, de aproximativ 3mm, determină pierderi

reduse de debit în cazul căderilor mici.

Cele 24 de palete din țeavă PVC cu grosimea de 0,0032 m, obturează 0,0768 m din

circumferința rotorului. Paletele ocupă un unghi de 23,099°, din totalul de 360° al rotorului,

deoarece grosimea fiecărei palete reprezintă 0,9264°. Un număr mai mare de palete ar determina

mărirea suprafeței de contact între apă și palete, ceea ce ar conduce la: micșorarea secțiunii

interpaletare traversate de fluid; scăderea debitului turbinat la o rotație completă a rotorului; mărirea

vitezei de rotație cu consecințe negative în funcționare; creșterea energiei pierdute prin frecare între

pereți și fluid.


___________________________________________________________________________

24

Fiecare paletă a rotorului propus a fost prelucrată în zona bordului de atac, pentru a micșora

pierderile hidraulice în urma impactului cu fluidul de lucru la prima traversare, soluție recomandată

de Perez et al (Perez, Carrocci, Filho, & Luna, 2007).

Energia transferată arborelui rotoric la prima traversare a paletajului rotoric este mai mare

decât la a doua traversare. În tabelul 2.7. sunt prezentate rezultatele unor studii consacrate acestei

teme de cercetare (Marchegiani, 1992). Se poate observa că fluxul de apă cedează la prima trecere

prin paletajul rotoric aproximativ între 70 - 82% din cantitatea totală de energie.

Tabel 2.7. Raportul între energia hidraulică transferată în prima treaptă versus energia transferată

în treapta a doua. Numele Anul Randament calculat teoretic

fără pierderi

Puterea cedată

Treapta 1/ Treapta 2

BANKI 1917-1919 92% -

MOCKMORE & MARRIFIELD 1949 87,8% 72/28

SONNEK 1923 92% 74/26

SHEPPHERD 1956 68% 72/28

HAIMERL 1960 82% 82/18

BALJE 1981 72%

82% cu difuzor de aspirație

70/30

2.2. Descrierea rotorului proiectat

Discurile rotorice prezintă anumite particularități, pentru a fi adecvate funcționării la căderi

sub 2 m. Discurile au fost echipate cu palete construite din țeavă P.V.C, având diametrul de 0,125 m

și grosimea de 0,0032 m. S-a urmărit minimalizarea scurgerilor care apar între rotor și injector

Fig. 2.6. Dimensiunile constructive ale discului rotoric .

Dimensiunile constructive ale rotorului, prezentate în figura 2.14 sunt: diametrul exterior al discului

rotoric D0 = 0,397 m; diametrul exterior al paletelor rotorice D1 = 0,382 m; diametrul interior al

paletelor rotorice D2 = D1 x 0,66 = 0,252 m; diametrul constructiv al paletelor, D3 = D1x 0,736 =

0,281 m; diametrul arborelui d = 0,04 m.

Valoarea D2/D1 = 0,66 reprezintă raportul între diametrul interior și cel exterior și este o

valoare des folosită de proiectanții turbinelor de acțiune cu curgere transversală. Numărul de palete

este Z = 24.


___________________________________________________________________________

25

Alte dimensiuni sunt: lățimea constructivă a rotorului Brc = 0,476 m; suma distanțelor dintre

discuri reprezentând spațiul real de trecere a apei Br3 = 0,462m; raza paletei Ra = 0,06262 m;

unghiul de intrare al apei în paletajul rotoric β1 = 30˚; unghiul de atac α1 = 16,102° .

Fig. 2.7. Elementele componente ale rotorului

Contribuție: Pe arborele rotoric cu diametrul de 0,04 m au fost montate patru discuri cu

diametrul D0 = 0,397 m. Fixarea fiecărui disc de cele patru flanșe s-a realizat prin intermediul a 6

șuruburi M.6. Flanșele au fost fixate la rândul lor de arbore cu patru pene, iar fiecare flanșă a fost

fixată împotriva deplasării axiale cu un șurub M.10 care exercită presiune pe pană (vezi figura

2.7). Metoda de fixare a discurilor rotorice de flanșe cu șuruburi și a fixării flanșelor de arbore

prin intermediul penelor, are avantajul că elimină dezavantajele îmbinării prin sudură.

O altă contribuție la construirea turbinelor transversale constă în proiectarea unui șasiu

realizat din profile sudate pe care a fost montată turbina și injectorul.

Fig. 2.8. Rotor montat pe șasiul sudat

2.3. Descrierea injectorului

Injectorul este a doua componentă importantă a turbinei transversale. În interiorul

injectorului are loc transformarea energiei potențiale în energie cinetică și ghidarea apei către

secțiunea de lucru. Injectorul împreună cu rotorul, determină randamentul turbinei transversale.


___________________________________________________________________________

26

Pentru a obține cea mai mare transformare posibilă a energiei potențiale în energie cinetică,

injectorul ghidează apa către rotor astfel încât să se obțină accelerarea , o distribuție uniformă a

vitezei în secțiunea de ieșire, precum și un nivel scăzut al pierderilor de sarcină. Injectoarele se

diferențiază prin geometrii diferite ale unghiului de evacuare, sau/și prin forma dispozitivelor de

reglare a debitului. Proiectarea injectorului trebuie să țină seama de faptul că orice element al

injectorului poate provoca perturbații nedorite la intrarea în rotor.

În figura 2.9 este prezentată o secțiune prin injectorul având unghiul de evacuare 108°.

Fig. 2.9. Secțiune în plan vertical a ansamblului injector-rotor.

În timpul efectuării experimentelor, s-au observat variații ale nivelului liber în canalul

hidraulic, strâns legate de valoarea debitului vehiculat și de modul de funcționare a turbinei. Atunci

când turbina nu are încărcare sau are o încărcare mică, există riscul ca turbina să se apropie de

turația de ambalare Na.

Observație: La turația de ambalare turbina se comportă ca un obstacol, nivelul liber al apei

din canal poate crește, existând pericolul reversării apei peste pereții laterali ai canalului

hidraulic.

Recomandarea prezentată uzual în literatura de specialitate (Penche, 1998) se referă la

turbinele alimentate dintr-o conductă sub presiune. Având în vedere că testele descrise prezentate în

Capitolul V al tezei s-au desfășurat pe un stand la care alimentarea turbinei se realizează dintr-un

canal deschis, lama de apă trebuie să fie de dimensiuni mai mari, fără pericolul de deversare.

Fenomenul nedorit ar putea să apară atunci când turbina nu poate prelua tot debitul disponibil. În

consecință s-a optat pentru o lamă de apă cu grosime de 0,16 m, o valoare mai mare decât cea

calculată de 0,099 m, corespunzătoare parametrilor nominali. Spațiul de trecere la ieșirea din

injector fiind de secțiune mai mare decât secțiunea calculată a lamei de apă, se pot efectua

experimente și la valori ale debitelor peste cele nominale, așa cum este necesar pentru trasarea

caracteristicilor.

Injectorul prezintă o secțiune de formă dreptunghiulară de curgere și de evacuare a apei.

Injectorul, conține 2 pereți plan paraleli, care permit curgerea fluxului pe întreaga lățime a rotorului.

Apa intră în rotor sub un unghi care este constant pe întreaga zonă de evacuare din injector și este

aproximativ tangent la periferia rotorului. Debitul care părăsește injectorul este definit ca un flux

liber. În urma diferitelor investigații efectuate pe acest tip de turbină, valoarea recomandată pentru

unghiul de evacuare a apei din injector este cuprins între 30° și 120° (Marchegiani, 1992) .


___________________________________________________________________________

27

Un unghi mare de evacuare (ε ) a apei din injector presupune un număr mare de palete active

în secțiunea de intrare în rotor. Valoarea relativ ridicată a debitului disponibil a condus la adoptarea

unghiului de evacuare a apei din injector de ε = 108°. Adoptând această valoare, un număr de 7,2

palete rotorice sunt expuse simultan curentului de fluid la intrarea apei, în rotor.

Contribuție: Așa cum se observă în figura 2.9, în scopul diminuării pierderilor volumice, a

fost prevăzută o prelungire a injectorului care urmărește circumferința rotorului pe o porțiune de

19°. Soluția reprezintă o contribuție originală la dezvoltarea de noi tipuri de injectoare.

Injectorul a fost împărțit în două camere pentru alimentarea fracționată a 1/3, 2/3 sau 3/3 din

lungimea rotorului. Pereții laterali au fost construiți din tablă cu grosimea de 0,004 m pentru a se

asigura rezistența adecvată, împotriva deformării. Pereții curbi ai celor două camere din spatele

rotorului a fost realizați prin plierea pereților din tablă pe barele orizontale de ghidare care definesc

forma curbă a injectorului.

În literatura de specialitate există informații privind un injector de caracteristici constructive

asemănătoare, cel propus de normativul elaborat de OLADE , în anul 1980. Acesta are unghiul de

evacuare ε = 115°, și 7,666 palete rotorice sunt supuse simultan curentului de fluid.

Fig.2.10. Injector realizat. Stadiu constructiv.

În Laboratorul MFMAHP al UTI se poate realiza o cădere pentru turbina testată, de maxim

2 m. Teza își propune studiul funcționării la căderi mici, când se dorește explatarea unor resurse

hidraulice foarte mici. Din acest motiv, lățimea activă a rotorului și lățimea activă a injectorului au

valori apropiate; curentul de fluid neavând tendința de evazare la intrarea în rotor. Soluția poate fi

justificată și prin faptul că interstițiile mici dintre pereții injectorului și discurile rotorice determină

pierderi volumice mici.

2.4. Concluzii 1. Simplitatea turbinei transversale proiectate oferă posibilitatea construirii chiar în locațiile izolate

unde urmează a fi utilizată. Soluțiile propuse, ușor de realizat prin metode de prelucrare mecanică bazate pe mașini-unelte și tehnologii simple, reprezintă contribuții personale ce pot fi implementate de un număr mare de utilizatori.

2. Dimensiunile turbinei proiectate și testate sunt: diametrul exterior al discului rotoric D0 = 0,397 m; diametrul exterior al paletelor rotorice D1 = 0,382 m; diametrul interior al paletelor rotorice D2 = 0,252 m; diametrul geometric constructiv al paletelor, D3 = 0,281 m; diametrul arborelui d = 0,04 m, numărul de palete Z = 24, lățimea constructivă a rotorului Brc = 0,476 m, unghiul de intrare al apei în paletajul rotoric β1 = 30˚, unghiul de atac α1 = 16,102° .


___________________________________________________________________________

28

Capitolul III

Contribuții privind soluții inovative de control a curgerii

3.1 Descrierea fenomenului de recirculare Una din preocuparile principale a constructorilor de turbine este creșterea randamentului.

Este cunoscut faptul că în zona interioară rotorului turbinei transversale, curgerea este liberă și

transferul de energie la a doua traversare a paletajului rotoric este deficitar. În plus, apar fenomene

de recirculare și pierderi de energie cauzate de impactul cu axul turbinei. În figura 3.1. a) se poate

observa aspectul curgerii în turbina transversală funcționând la parametrii nominali. Pentru

comparație, în figura 3.1. b) se prezintă aspectul curgerii, când apar fenomene de recirculare.

Fotografiile au fost efectuate în timpul experimentelor descrise în Capitolul V.

a)

b)

Fig. 3.1. Aspectul curgerii. Funcționare la 2/3 din lățimea rotorului.

Literatura de specialitate indică faptul că la a doua trecere prin paletajul rotoric, are loc a

doua treaptă a transferului energetic, care se manifestă prin transformarea a 18 - 30% din totalul de

energie hidraulică în energie mecanică.

Fukutomi et al, prezintă explicit care sunt zonele de curgere, și particularitățile fiecăruia.

Analiza transformării energiei hidraulice în energie mecanică și a relevat că neuniformitatea

curgerii determină o scădere a randamentului (Fukutomi, 1991). Choi et al. au constatat că

utilizarea unei supape de aspirație a aerului plasată în partea superioară a carcasei reduce pierderile

cauzate de impactul dintre curentul de fluid și arborele rotorului, și elimină pierderile determinate

de zona de recirculare. Același cercetător, în anul 2010 propune utilizarea a două supape de

aspirație a aerului, una instalată la partea superioară a carcasei și cealaltă pe peretele lateral, pentru

îmbunătățirea curgerii în interiorul rotorului și implicit creșterea randamentului. Haurissa et al. au

investigat efectul instalării unui dispozitiv în interiorul rotorului. Acest dispozitiv avea rolul de

ghidare a fluxul de apă către a doua treaptă (Haurissa & Wahyudi, 2012). S-a obținut creșterea

randamentului prin micșorarea pierderilor hidraulice care apar în zona de recirculare și a pierderilor

generate de impactului apei cu arborele rotoric. Kokubu et al. au analizat curgerea printr-o turbină

transversală prevăzută cu un dispozitiv anti-recirculare de forma unui semicerc, montat în interiorul

rotorului. Dispozitivul avea rolul de a împiedica accesul apei către zona de recirculare și de a ghida

curentul de fluid către intrarea în treapta a doua. Dispozitivul anti-recirculare a permis

îmbunătățirea performanțelor turbinelor fără aspirarea aerului din zona de recirculare (Kokubu,

Kanemoto, Son, & Choi, 2012).

În timpul funcționării turbinei transversale, în interiorul rotorului, există pierderi de energie

hidraulică și poate să apară fenomenul de recirculare (Mockmore & Merryfield, 1949).


___________________________________________________________________________

29

Fenomenului de recirculare este caracterizat prin faptul că o parte a fluidul care tranzitează spațiul

din interiorul rotorului nu traversează zona paletată unde s-ar putea realiza a doua treaptă a

transferului energetic și fie circulă liber, fie traversează paletajul rotoric prin partea superioară fără

să realizeze un transfer energetic eficient. Există și posibilitatea ca apa aflată în canalele

interpaletare din zona de recirculare să nu părăsească aceste canale și să pătrundă în prima zona de

transfer. În urma fenomenelor enumerate mai sus, efectul negativ este scăderea randamentul

turbinei.

3.2 Descrierea brevetului de invenție: Rotor de turbină cu dublu flux În cadrul Laboratorului MFMAHP din Universitatea Tehnică Gheorghe Asachi Iași, s-au

studiat modalități de reducere a fenomenului de recirculare. Autorul acestei teze a propus un

dispozitiv cu rol de ghidare a fluidului la ieșirea din paletajul rotoric după prima traversare și

dirijarea pentru a doua traversare (România Brevet nr. Cerere OSIM nr. A100546, 2015).

Dispozitivul, descris în cererea de brevet de invenție cu nr. A 2015 00546 are următoarele

avantaje: nu există contact direct între curentului de fluid și arborele rotoric; dispozitivul se poate

autopoziționa; fenomenul de recirculare este atenuat; curentul de fluid este ghidat către cea de-a

doua treaptă de transfer.

Fig. 3.2. Detalii privind dispozitivul propus.

1- prima treaptă de transfer energetic. 2- a doua treaptă de transfer energetic. 3- zonă de

recirculare. 4- zonă de curgere controlată. 5- dispozitiv antirecirculare. 6- arbore. 7- injector. 8-

paletaj rotoric. 9- perete contur hidrodinamic. 10- perete arc de cerc. 11- lagăre; 12-discuri

exterioare; 13- bucșă distanțier.

În figura 3.2. sunt prezentate detalii. Dispozitivul mobil amplasat în zona interioră,

nepaletată a rotorului are patru discuri paralele, două exterioare și două în interiorul dispozitivului.

În bucșa distanțier (13) care sprijină discurile paralele s-au montat două lagăre din bronz (11), ce

permit rotirea dispozitivului pe arborele (6). În discurile paralele exterioare (12) au fost montate tije

de ghidare pentru a susține pereții din tablă de aluminiu. Dispozitivul obținut, având către paletajul


___________________________________________________________________________

30

rotoric pereți în formă de arc de cerc (10) și către spațiul liber din interiorul rotorului pereți de

contur hidrodinamic (9), este prezentat și în fotografia reprezentând figura 3.3. Spațiul delimitat de

peretele de contur hidrodinamic (9) și peretele de contur arc de cerc a fost umplut cu spumă

poliuretanică, vopsită în culori diferite, după cum se poate observa în figura 3.4. Scopul este

vizualizarea poziției dispozitivului în timpul funcționării turbinei

Dispozitivul mobil are posibilitatea de a se autopoziționa în timpul funcționării turbinei

datorită celor două bucșe din bronz amplasate pe extremități, (deoparte și de alta a corpului

dispozitivului). Modificarea poziției dispozitivului în interiorul turbinei este determinată de debitul

care tranzitează rotorul.

Fig. 3.3. Faze constructive ale dispozitivului anti-recirculare

Fig 3.4. Dispozitivul anti-recirculare montat pe arborele rotoric, în zona nepaletată.

3.3. Concluzii 1. Studii teoretice, experimentale și simulări numerice au evidențiat o serie de cauze pentru

curgerea ineficientă prin turbina transversală: fenomene de recirculare, unghi neadecvat de intrare a apei în paletajul rotoric pentru a doua traversare, impactul jetului asupra arborelui. Cercetătorii au propus rezolvarea acestor probleme prin utilizarea de dispozitive de dirijare a apei, plasate în interiorul rotorului.

2. Autorul tezei a înaintat o cerere de brevet de invenție ce descrie un dispozitiv antirecirculare ce se plasează pe arborele turbinei și ghidează apa de la ieșirea din paletajul rotoric după prima traversare către intrarea în paletaj pentru a doua traversare.

3. Dispozitivul inovativ are și rolul de a elimina impactul apei asupra arborelui turbinei. 4. Etapele de construire a dispozitivului de ghidare a apei în interiorul turbinei transversale au

presupus elaborarea de soluții originale, prezentate prin fotografii sugestive.


___________________________________________________________________________

31

Capitolul IV

Contribuții privind dezvoltarea standului experimental

Testarea turbinei transversale s-a realizat în Laboratorul din cadrul departamentul de

Mecanica Fluidelor, Maşini şi Acţionări Hidraulice şi Pneumatice (MFMAHP) de la Universitatea

Tehnică „Gheorghe Asachi” din Iaşi. În acest scop s-a utilizat un stand experimental ce conține un

canal hidraulic vitrat și permite simularea condițiilor de curgere dintr-un pârâu.

Din fondurile obținute prin proiectul POSCCE-A2-O2.2.1-2009-4, ID911 ,,Dezvoltarea

platformei de cercetare pentru energie eficientă și durabilă ENERED - ID 911” s-au achiziționat

două pompe cu puterea de 45 kW, vane și a fost modernizat bazinul de liniștire situat în zona din

amonte a canalului (Universitatea Tehnică Gheorghe Asachi, 2019).

Din proiectul cu titlul: ,,Turbine hidraulice transversale pentru picosisteme bazate pe energii

regenerabile - PICOTURB”, finanțat de UEFISCDI, s-a reconstruit canalul vitrat și a fost proiectat

și realizat standul experimental de testare a turbinei Banki (Popescu, și alții, 2014). Activitățile de

modernizare au permis aplicarea de soluţii tehnice adecvate studiului funcționării turbinei, în regim

dinamic. Standul este dotat cu instrumente de măsurare a parametrilor hidraulici și mecanici. Mai

multe detalii se găsesc în monografia ,,Ghid de utilizare a picoturbinei pentru căderi mici" (Popescu

D. , și alții, 2017).

În marea majoritate a articolelor publicate în literatura de specialitate, variația căderii

turbinelor transversale se realiza prin intermediul unui sistem de pompare cu presiune controlată,

metodă recomandabilă pentru cercetări ce vizează teste la căderi medii. Metoda de studiu

experimental, utilizată în această teză are în vedere studiul unei turbine care lucrează la căderi mici,

de 1 - 2 m. În aceste condiții, canalul hidraulic cu nivel liber reprezintă cea mai potrivită soluție, de

simulare a condițiilor specifice din mediul natural, unde au loc frecvent variații de debit în decursul

unui an calendaristic.

În figura 4.1. este prezentat standul experimental cu canal hidraulic.(Popescu & Popescu,

Experimental stand for tests on low head cross flow turbines, 2014).

Fig. 4.1. Stand cu canal hidraulic. (Popescu D. , și alții, 2017).

Canalul hidraulic este alimentat dintr-un bazin subteran cu capacitatea de 60 de m3, apa este

pompată în bazinul de liniștire cu două pompe P1 şi P2, care pot funcționa individual, dar pot

funcționa și în paralel pentru a asigura debite mari. Pornirea pompelor se realizează prin intermediul


___________________________________________________________________________

32

a doua convertizoare de frecvență, care permit variația pe o plajă mare de debite. Instalație de

pompare vehiculează debitul de apă printr-o conductă (1), debitul reglat prin intermediul vanei (2)

și evacuat către bazinul de liniştire (3). Bazinul de liniştire este amplasat în partea din amonte a

canalului hidraulic cu nivel liber (5) și este prevăzut cu grătarele (4) pentru a reduce turbulențele.

Canalul hidraulic vitrat (5), are o lungimea de 11,6 m și înălțimea de 0,57 m (vezi figura 4.1). La

extremitatea aval a fost instalat un sistem de fracționare a curentului (6), pentru ghidarea apei către

două porți prevăzute cu stăvilare. Manevrarea stăvilarelor permite alimentarea diferențiată a

rotorului. Apa poate traversa 1/3 din lățimea rotorului, 2/3 sau debitul poate fi distribuit pe întreaga

lățime a rotorului.

Turbina este formată din două elemente principale, rotorul turbinei (8) și injectorul (9). Partea

de stand destinată testării turbinei și prezentată detaliat în figura 4.1 este prevăzută cu echipamente

auxiliare ce permit ridicarea, respectiv coborârea turbinei în zona de lucru. Dispozitivul de frânare

permite reglarea turației, iar celelalte instrumente sunt destinate monitorizării și măsurării

parametrilor mecanici și hidraulici. La ieșirea din turbină, apa este evacuată direct în canalul de

fugă (7), situat sub cota pardoselii laboratorului (15). Căderea turbinei se realizează prin

modificarea distanței dintre axul rotoric (8) și fundul canalului hidraulic vitrat (5), printr-un

mecanism de ridicare-coborâre al ansamblului injector-rotor. Distanțele dintre axul rotoric și fundul

canalului hidraulic vitrat, obținute prin acționarea mecanismului, denumite convențional căderi de

referință sunt: Y1= 0,6 m, Y2 = 0,9 m și Y3 = 1,2 m.

Mecanismul de ridicare-coborâre al ansamblului injector-rotor are în componență trei scripeţi

ficşi (10), un scripetele mobil notat (11) şi tamburul cu cablu echipat cu o roată de clichet şi

manivelă (12). Sistemul de ghidare-culisare (20) permite coborârea ansamblului injector-rotor, sub

nivelul liber al apei din canal printr-o deplasare controlată.

Procedeul de încărcare-frânare a turbinei se realizează prin micșorarea turației rotorului,

utilizând un sistem de frînare mecanic compus dintr-un tambur de frână echipat cu saboți. Sistemul

de frânare destinat modificării cuplului rezistent dezvoltat de turbină este amplasat pe un ax montat

în zona superioară a injectorului. Pe același ax este montat traductorul de moment (16). Pentru a

prelua în mod corespunzător cuplulul rezistent, traductorul a fost încadrat între două cuplaje

elastice. Sistemul de monitorizare a turației (22) a fost amplasat la extremitatea axului mai sus

menționat, în apropierea roții de lanț. Mișcarea de rotație este transmisă de la arborele turbinei la

axul din zona superioară a injectorului prin intermediul a doua transmisii cu roți de lanț și lanț Gall.

Au fost utilizate două transmisii pentru a se evita mișcarea necontrolată a lanțului. Pentru o

monitorizare și un control cât mai strict ai parametrilor măsurați, cele două rapoarte de transmisie

au valoarea 1/1. Astfel turația arborelui rotoric este identică cu turația axului pe care sunt instalate

sistemele mai sus menționate.

În figura 4.2. sunt prezentate dimensiunile constructive ale canalului hidraulic.

Fig. 4.2. Dimensiuni constructive din zona aval a standului experimental

(Popescu D. , și alții, 2017).


___________________________________________________________________________

33

4.1. Instrumente de măsură Aparatele de măsură utilizate sunt debitmetrul cu ultrasunete (25) prezentat în figura 4.1. și o

serie de traductoare: traductor de moment (16), traductor de turație (22) , două traductoare de nivel

(23). Debitmetrul cu ultrasunete portabil SiTrans FUE1010 produs de firma Siemens este

instrumentul cu care se măsoară debitul de fluid vehiculat prin conducta de aducțiune care refulează

în canalul hidraulic.Traductorul de moment model AEP de tip RT2 este format din componenta

principală a traductorului, care este montată pe axul cu roata de lanț Gall și afișaj. Montajul

componentei mecanice a traductorului de moment s-a realizat pe direcția turbină – generator, poziție

în care se pot face determinări atât în sens orar cât și în sens antiorar.Tahometrul optic “Compact A

2102” este un instrument pentru măsurarea turației unei piese, fără contact mecanic, prin

intermediul unui fascicul luminos. Instrumentul poate memora turația timp de un minut. Distanța de

la care se poate face măsurarea este de la 50 mm până la 1000 mm.Traductoarele de nivel instalate

în cele două camere ale injectorului sunt de tip NIVOCAP CBR-215-4 .

4.2. Echipament de deplasare a turbinei în plan vertical Echipamentul de deplasare a turbinei în plan vertical este amplasat deasupra canalului de

evacuare a apei și conține un suport destinat susţinerii sistemului de scripeţi, un tambur de cablu cu

sistemul de scripeţi ficși și un scripete mobil .

S-a utilizat un ansamblu de profile metalice fixate de pardoseală, cu rol de ghidare şi translare

în plan vertical a șasiului de care este fixat ansamblul injector-turbină. Sistemul de scripeți din este

fixat pe două bare verticale cu lungimea de 3750 mm. Ansamblul injector-rotor este rigidizat prin

intermediul unui șasiu, care susține injectorul și poate fi translat între cei doi suporţi verticali pentru

a fi poziționat corespunzător față de nivelul de fund al canalului hidraulic, astfel încât să se obțină

gama de căderi la care urmează a fi testată turbina. Scripeții ficși au rolul de a ghida cablul de

tracțiune.Scripetele mobil este prevăzut cu un cârlig de care este agăţat injectorul.

Fig. 4.3. Echipamentul de deplasare a turbinei în plan vertical


___________________________________________________________________________

34

4.3. Sistem de susținere și ghidare a ansamblului injector-rotor Modificarea distanței dintre turbină și cota de fund a canalului hidraulic este necesară pentru a

investiga funcționarea la diverse căderi. În acest scop s-a realizat sistemul de susținere și glisare a

ansamblului injector–rotor, ce permite experimente în domeniul H = 0,5÷2 m. Șasiul de susținere al

injectorului din figura 4.4. are și rol de ghidare pentru a se asigura poziția verticală a ansamblului

injector-rotor în zona de lucru. Dispozitivul de ghidare situat sub nivelul pardoselii a fost rigidizat

față de pereții canalului de evacuare prin intermediul a doi tiranți.prevăzuți cu tampoane de cauciuc,

pentru a fi eliminate vibrațiile care apar în timpul funcționării turbinei.

Fig. 4.4. Partea din dispozitivul de susținere și ghidare situată sub nivelul pardoselii, în canalul de

evacuare a apei din turbină.

4.4. Sistem de transmisie a mișcării de rotație de la arborele rotorului la

axul sistemului de încărcare

Fig. 4.5. Sistem de transmisie a mișcării de rotație de la arborele turbinei la axul conducător.


___________________________________________________________________________

35

Mișcarea de rotație a rotorului a fost transmisă deasupra injectorului unde se pot efectua

măsurători într-un mediu uscat. Transmiterea mișcării de rotație s-a realizat prin intermediul a două

transmisii cu lanț Gall, din cauza distanței mari dintre arborele turbinei și axul superior unde este

conectat sistemul de încărcare mecanică. La transmiterea mișcării de rotație de la axul turbinei la axul

superior s-au folosit roti de lanț selectate astfel încât turația axului superior să fie aceeași cu turația arborelui

turbinei.

4.5. Sistem de încărcare mecanică Sistemele de monitorizare a parametrilor mecanici, precum și sistemul de încărcare

mecanică și electrică (generatorul cu magneți permanenți) au fost instalate pe un ax situat în partea

superioară a injectorului. Pentru a nu se crea confuzii cu alte elemente mecanice din instalație, acest

ax a fost numit ax superior. Sistemul de încărcare mecanică este de fapt un tambur de frână destinat

autoturismelor, cu rol de a modifica turația pe durata experimentelor. Valorile de turație obținute în

urma procesului de încărcare mecanică, pornesc de la valoarea maximă, numită și turație de

ambalare, până la blocarea arborelui turbinei în vederea culegerii de date experimentale necesare

trasării caracteristicii turbinei.

Fig. 4.6. Sistem de încărcare mecanică.

Frâna mecanică este acționată progresiv prin intermediul șurubului care tensionează cablul

(toronul), saboții sunt presați pe circumferința interioară a tamburului, realizându-se încărcarea

(frânarea) controlată. Frânarea progresivă stabilizează turația turbinei la trepte de turație constante.

După stabilizarea turației se culeg datele privind turația măsurată cu traductorul de turație sau

tahometrul optic. Momentul este măsurat cu traductorul de cuplu.

4.6. Echipament de fracționare a debitului Sistemul de distribuție a apei către rotorul turbinei are în componență două stăvilare ce pot

glisa în plan vertical și un deflector mobil. Așa cum se poate remarca în figura 4.7, 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. Când cele două stăvilare

sunt ridicate este permisă trecerea apei spre injector prin ambele porți de intrare (Popescu D. , și

alții, 2017). Rolul deflectorului este de a schimba, rapid alimentarea cu apa a celor două camere ale

injectorului. Atunci când deflectorul este poziționat într-o poziție paralelă cu pereții canalului

hidraulic, rotorul turbinei este alimentat pe întreaga lungime. Extremitatea liberă a deflectorului

poate fi orientată alternativ spre pereții laterali ai canalului hidraulic, permițând apei să se îndrepte

spre 1/3 sau 2/3 din lungimea rotorului.


___________________________________________________________________________

36

Fig. 4.7. Echipament de fracționare a debitului

4.7. Concluzii. Contribuții privind dezvoltarea standului experimental 1. Standul experimental destinat încercării turbinelor transversale este complex și conține

numeroase elemente componente obținute prin implementarea de soluții tehnice inedite: echipament de fracționare a debitului, echipament de deplasare a turbinei în plan vertical, sistem de susținere și ghidare a ansamblului injector-rotor, sistem de transmisie a mișcării de rotație de la arborele rotorului la axul sistemului de încărcare, sistem de încărcare mecanică, sistem de încărcare electrică.

2. Majoritatea echipamentelor și dispozitivelor ce fac parte integrantă din stand, turbina și dispozivele conexe au fost construite de autorul prezentei teze.

3. Caracteristicile standului experimental, în special înălțimea canalului hidraulic restricționează domeniul de încercare a turbinei și determină parametrii hidraulici ce pot fi utilizați ca date de proiectare.


___________________________________________________________________________

37

Capitolul V

Contribuții privind cercetările experimentale

Experimentele efectuate pentru studiul turbinei transversale la diferite debite și căderi s-au

realizat prin utilizarea pompelor P1 și P2 din subsolul tehnic al Laboratorului MFMAHP și prin

intermediul a două convertizoare de frecvență, ce permit variația debitului.

5.1. Cercetări experimentale asupra turbinei transversale cu rotor clasic Proiectarea rotorului clasic a fost efectuată avându-se în vedere limitările impuse de standul

construit în Laboratorul MFMAHP din Universitatea Tehnică ,,Gheorghe Asachi” Iași și de

recomandările din literatura de specialitate. Detalii sunt prezentate în capitolul 2.

Reamintim că diametrul exterior al rotorului este D1 = 0,382 m , lățimea constructivă este Brc

= 0,474 m și lățimea activă a Br = 0,462 m. Turația nominală la arborele turbinei este de N = 150

rot/min, căderea nominală H = 1 m. Turația dublu unitară n11 = 40 rot/min. Debitul nominal este Q

= 0,245 m3/s, când turbina funcționează utilizând curgerea peste toate cele trei secțiuni (lățime

activă Br = 0,462 m).

Turbina a fost încercată în trei configurații:

Configurația 1. Distanța de la arborele turbinei până la cota de fund a canalului Y = 1,2 m;

Configurația 2. Distanța de la arborele turbinei până la cota de fund a canalului Y = 0,9 m;

Configurația 3. Distanța de la arborele turbinei până la cota de fund a canalului Y = 0,6 m.

Configurația Y = 1,2 m

În figura 5.1 sunt prezentate o serie de grafice ce ilustrează valorile randamentului și puterii,

atunci când sistemul de ridicare coborâre este fixat astfel încât distanța dintre fundul canalului și

arborele turbinei Y = 1,2 m. Rezultatele prezentate în acest subcapitol au fost efectuate în condițiile

în care apa traversează 2/3 din lățimea rotorului (lățimea activă a turbinei Br = 0,308 m).

a)

b)

Fig. 5.1. Rotor clasic. Y1 = 1,2 m. Br2 = 0,308 m.

Turația dublu unitară este determinată cu relația:

𝑛11 =N×𝐷1

𝐻𝑛0,5 (5.1)

unde: N - turația la arborele turbinei [rot/min]; D1 - diametrul exterior al rotorului [m]; Hn – căderea

netă [m].


___________________________________________________________________________

38

În figura 5.1. a) este prezentată variația randamentului în funcție de turația dublu unitară și

în figura 5.1. b) se prezintă variația puterii în funcție de turația dublu unitară. Curbele de interpolare

reprezentate prin linie continuă sunt polinoame de ordinul doi. Se constată că randamentul maxim

se atinge pentru turațiile dublu unitare în domeniul n11 = 38÷43 rot/min. Curbele de randament

indică pentru debitele de Q = 150 l/s, Q = 160 l/s, Q = 175 l/s, un comportament aproape identic,

diferențele dintre curbe încadrându-se în limite acceptabile, +/-5%. Singura caracteristică care

expune o diferență de ± 10% față de celelalte curbe de randament este cea obținută la debitul Q =

135 l/s. Rezultatul este în deplin acord cu studiile efectuate de Mockmore și Merryfield, care au

evidențiat scăderea randamentului la debite mai mici decât debitul nominal (Mockmore &

Merryfield, 1949).

Domeniul de funcționare recomandabil al turbinei transversale, proiectată și realizată pentru

căderi sub 2 m poate fi considerat cel pentru care randamentul este peste 40%. În cele ce urmează

am optat pentru această limită modestă, deoarece este considerată rezonabilă avându-se în vedere

studiile elaborate de alți cercetători. Reamintim că energia hidraulică posibil a fi valorificată prin

turbina propusă este de regulă nefructificată și în acest context exploatarea chiar și cu randamente

foarte mici poate fi rentabilă. Rezultatele obținute indică faptul că în domeniul de căderi H = 1,16 ÷ 1,6 m se pot obține pentru turații dublu unitare n11 = 20 ÷ 65 rot/min, respectiv turații N = 60 ÷ 210

rot/min, randamente de peste 40 %.


Rezultatele obținute pentru Y = 0,9 m sunt prezentate în figura 5.2. Diferențele între curbele

de randament sunt foarte mici în intervalul ± 5%, excepție fac valorile obținute pentru debitul cel

mai mic. Randamentul maxim este = 64,5% și corespunde unei turații dublu unitare n11=40

rot/min. Încercările efectuate în configurația Y = 0,9 m au relevat faptul că domeniul recomandabil

pentru căderi H = 0,85÷1,38 m, este cel al turațiilor dublu unitare n11 = 20÷65 rot/min. În acest

domeniu, randamentele depășesc 40%.

a)

b)

Fig. 5.2. Rotor clasic. Y = 0,9 m. Br2 = 0,308 m

Configurația Y = 0,6 m.

În figura 5.3 sunt prezentate rezultatele obținute pentru o distanță foarte mică între fundul

canalului hidraulic și axul turbinei, Y = 0,6 m. Căderea măsurată ca distanța dintre nivelul liber al

apei în injector și arborele turbinei este H = 0,62÷1,07 m. Investigarea posibilității de funcționare a

unei turbine Banki la căderi atât de mici are o aplicabilitate practică deosebită, deoarece în mod

normal, asemenea condiții hidraulice sunt considerate în afara domeniului de interes. Astăzi, există

o campanie intensă pentru exploatarea resurselor regenerabile de mică putere din locațiile izolate și

exploatarea potențialului foarte mic este un subiect de actualitate.

De exemplu, prin exploatarea resurselor hidro ignorate până în prezent, ,,National

Agriculture and Food Research Organization” (NARO) au anunțat în data de 10 septembrie 2013 că

au realizat și testat o roată hidraulică alimentată dintr-un canal de irigații. Lățimea este 0,9 m, și

debitul prelucrat de până la 236 l/s. Echipamentul produce până la 465 W, la o cădere de sub 1 m,

prin exploatarea resurselor hidro ignorate până în prezent (NARO, 2013).


___________________________________________________________________________

39

a)

b)

Fig. 5.3. Rotor clasic. Y = 0,6 m. Br3 = 0,308 m.

5.2. Justificarea necesității și oportunității utilizării unui dispozitiv interior de

ghidare Începând cu anul 1923, literatura de specialiatate menționează preocupări privind controlul

curgerii în interiorul rotorului prin utilizarea de dispozitive de ghidare (Germany Brevet nr.

K0084472, 01.09.1923). Prin observații asupra unor rotoare construite din plexiglas ce permit

vizualizarea curgerii și prin studii efectuate prin simulări numerice asupra curgerii în interiorul unei

turbine transversale, s-a remarcat existența unei zone în care există un amestec aer-apă ce disipă

energia hidraulică prin turbioane.

Fig. 5.4. Vizualizarea curgerii în interiorul rotorului (Kitahora & Kurokawa, 1993)

În figura 5.4 se prezintă o fotografie obținută de Kitahora et al. în cadrul studiilor efectuate

pentru stabilirea căderii efective la turbinele transversale, alături de rezultate obținute prin simuări

nuerice. Fotografia a fost publicată în articolul ,,Consideration on Effective Head in Cross-Flow

Water Turbine”, prezentat la a IV-a Conferință Asiatică Internațională de Mașini Hidraulice

(Kitahora & Kurokawa, 1993).

În lucrarea ,,Performance Improvement of a Micro Eco Cross-Flow Hydro Turbine”

elaborată de Kokubu et al, se studiază efectele introducerii unui dispozitiv antirecirculare în


___________________________________________________________________________

40

interiorul rotorului unei turbinei Banki (vezi figura 5.6). Programul ANSYS CFX a fost utilizat

pentru simulări numerice în patru cazuri (Kokubu, Kanemoto, Son, & Choi, 2012): turbina 1 cu

rotor clasic având lățimea de 17 mm funcționând la un debit de 0,066m3 /s; turbina 2 realizată prin

introducerea dispozitivului antirecirculare în interiorul rotorului turbinei 1; turbina 3 cu rotor clasic

având lățimea de 100 mm, funcționând la un debit de 0,044 m3/s; turbina 4 realizată prin

introducerea unui dispozitiv antirecirculare în rotorul turbinei 3. Rezultatele au indicat că turbina 4

cu dispozitiv de antirecirculare având lățimea de 100 mm, este soluția cea mai eficientă. În cazul

turbinei 4, câmpul de viteze prezintă valori mai ridicate, frecările apei de pereți laterali sunt mai

mici decât în cazul turbinei cu rotor clasic având lățimea de 17 mm funcționând la un debit de

0,066m3 /s 1, iar momentul obținut este mai mare. Randamentul estimat pentru turbina 4 este de

62,9%, față de 56,9% care reprezintă randamentul turbinei 1. În cazul turbinelor 2 și 3 randamentul

estimat prin simulări numerice este 60,7%. În consecință, conform autorilor, dispozitivul

antirecirculare este recomandabil pentru creșterea randamentului la turbinele transversale de lățime

rezonabilă din punct de vedere constructiv, însă randamentele rămân modeste.

În teza de doctorat ,,Overview of the Cross Flow Turbine” (Tsalov, 2015) prezentată în anul

2015 de către Tsvetan Tsalov, în cadrul unei analize impresionant de bine documentată asupra

stadiului actual al cercetărilor, se face referire și la alte dispozitive de ghidare descrise în literatura

de specialitate.

Haurissa et al. au analizat funcționarea unei turbine transversale echipate cu dispozitive de

ghidare interioară printr-un canal care delimitează spațiul de curgere a apei la ieșirea după prima

trecere către intrarea pentru a doua traversare (Haurissa & Wahyudi, 2012). Rotorul testat are 20 de

palete, diametrul exterior D1 = 200 mm, diametrul interior D2 = 130 mm. A fost studiat un

dispozitiv de ghidare avea formă divergent – convergent, completat într-o altă variantă constructivă

cu palete directoare în interiorul părții divergente. S-a constatat că dispozitivul de ghidare și mai

ales paletele directoare contribuie la stabilitatea curgerii (Haurissa & Wahyudi, 2012). Studiul a mai

indicat și faptul că instalarea dispozitivului de ghidare în interiorul rotorului a influențat pozitiv

randamentul turbinei transversale. Randamentul maxim obținut pentru dispozitivul divergent –

convergent cu palete directoare a fost ηmax = 72,56%, la o turație de N = 300 rot/min. Valoarea este

cu 11,11% mai mare decât randamentul rotorului clasic de ηmax = 61,45%. Rezultatele par a fi

încurajatoare prin faptul că cercetările de laborator au condus la o creștere cu 10% a puterii

obținute. Utilitatea practică a acestor observații este însă discutabilă. Se observă că rotorul are un

diametru exterior care corespunde prototipurilor industiale, însă turbina are o lățime foarte mică,

impusă de condițiile necesare vizualizării printr-un perete de plexiglas și puterea obținută este 22 W

pentru rotorul clasic și 25 W pentru rotorul cu dispozitiv divergent convergent prevăzut cu palete

directoare. În plus cercetările vizează o curgere bidimensională, în timp ce curgerea printr-o turbină

utilizabilă în condiții reale de funcționare este tridimensională și turbulentă.

În cele ce urmează se prezintă rezultatele experimentale obținute prin încercarea rotorului

proiectat și realizat în cadrul Departamentului M.F.M.A.H.P. din Universitatea Tehnică ,,Gheorghe

Asachi” Iași, echipat cu un dispozitiv interior antirecirculare. Dispozitivul inovativ a fost elaborat

de autorul acestei teze și la data de 1.08.2016 rezumatul cererii a fost publicat în buletinul OSIM

(România Brevet nr. Cerere OSIM nr. A100546, 2015). Informații detaliate despre invenție sunt

cuprinse în Capitolul III, al prezentei teze de doctorat.

5.3. Cercetări experimentale asupra turbinei transversale cu dispozitiv de

ghidare cu autopoziționare Dispozitivul de ghidare propus a fost realizat și încercat în două variante constructive. Prima

variantă permite autopoziționarea dispozitivului, a doua are posibilitatea de control a unghiului

format de dispozitiv cu planul vertical.

Turbina analizată constă dintr-un rotor clasic și un dispozitiv de ghidare a apei, care are

posibilitatea de a se autopoziționa prin rotirea în jurul arborelui (Popescu D., Popescu C., &

Dragomirescu A., 2017). Autopoziționarea este realizată prin amplasarea centrului de greutate al

dispozitivului, în zona inferioară, către rețeaua interpaletară. În consecință, poziția de lucru variază

între anumite limite, deoarece dispozitivul are mici variații de poziție dependente de debit și cădere


___________________________________________________________________________

41

în timpul funcționării. Dispozitivul a fost introdus într-o secțiune zona care reprezintă 1/3 din

lățimea rotorului, ceea ce înseamnă că toate încercările sunt efectuate la Br1 = 0,154 m.

Fig. 5.5. Dispozitiv de ghidare cu autopoziționare.

În figura 5.5 este prezentat dispozitivul de ghidare cu autopoziționare, cu sistemul de

susținere a pereților înainte de aplicarea pereților din tablă. Contragreutățile care mențin o poziție

relativă de echilibru au fost montate în partea inferioară a dispozitivului. Suprafața curbă exterioară

a fost vopsită în benzi culorate la intervale de 15°, pentru a putea fi vizualizată și analizată poziția

dispozitivului în timpul încercărilor. În continuare, sunt prezentate rezultatele obținute pentru

turbina echipată cu rotor cu dispozitiv de ghidare cu autopoziționare.


Din figura 5.6 se observă că prin introducerea dispozitivului de ghidare cu autopoziționare,

randamentul maxim obținut la Y = 1,2 m nu depășește η = 45% pentru căderile situate în domeniul

H = 1,16÷ 1,6 m. Randamente de peste 40%, la debitul Q=80 l/s, se obțin într-un domeniu îngust:

n11 = 32÷55 rot/min și turația N = 100÷170 rot/min. Puterea obținută este relativ mică, de maxim P

= 500 W. La debitul Q = 90 l/sec, puterea maximă obținută este P = 650 W și randamentul maxim

ηmax=41% este obținut la n11=50 rot/min.

a)

b)

Fig. 5.6. Rotor cu dispozitiv de ghidare cu autopoziționare. Y = 1,2.m.


Cercetările efectuate asupra rotorului având dispozitiv de ghidare cu autopoziționare,

prezentate pentru Y = 0,9 m în figura 5.7 , s-au desfășurat în domeniul de căderi H = 0,96÷1.36 m.


___________________________________________________________________________

42

Din graficele obținute se observă că randamentele maxime sunt modeste, ηmax=47%. La debitele Q

= 70 l/s și Q = 80 l/s s-a depășit randamentul de 40% în domeniul de turații N = 100÷200 rot/min,

respectiv domeniul turațiilor dublu unitare n11 = 30÷60 rot/min. La debite mai mici, randamentele

maxime sunt sub 40% pe tot domeniul.

a)

b)

Fig. 5.7. Rotor cu dispozitiv de ghidare cu autopoziționare.Y = 0,9 m.


La căderi foarte mici, H = 0,65÷1,15 m, se obține puterea maximă P = 320 W și randamente

maxime în domeniul ηmax=54÷55%.

a)

b)

Fig. 5.8. Rotor cu dispozitiv de ghidare cu autopoziționare. Y = 0,6 m.

În concluzie, randamentele scad prin introducerea unui dispozitiv de ghidare în rotor. O

explicație ar putea fi obturarea spațiului de trecere când se utilizează dispozitiv de ghidare, ceea ce

limitează debitul vehiculat.

5.4. Cercetări experimentale asupra turbinei transversale cu dispozitiv de

ghidare controlabil din exterior. În anul 1993, Desai et al, în lucrarea ,,Finding Ways to Make Crossflow Turbines More

Efficient” (Desai, Aziz, & Fiuzat, 1993) a analizat posibilitatea de a dirija apa în interiorul rotorului

cu ajutorul unui dispozitiv de ghidare imobil în timpul funcționării. Prin intermediul dispozitivului,

s-a putut stabili faptul că aproximativ 65% din transferul energetic se realizează în treapta întâi a


___________________________________________________________________________

43

schimbului energetic. Autorii au constatat că instalarea dispozitivului de ghidare, într-un rotor cu

diametrul exterior de 300 mm, a condus la o creștere a randamentului cu 5%, într-o singură situație,

când debitul de lucru reprezenta 70% de debitul nominal de 227 l/s.

Într-un alt raport de referință din literatura de specialitate intitulat ,,An Experimental Study

on the Effect of Some Design Parameters on Crossflow Turbine Efficiency” (Aziz D. , 1991), Aziz

et al. de la Universitatea din Clemson SUA au prezentat detalii privind rezultatele experimentale

obținute asupra 27 de rotoare de turbină transversală. Lucrarea citată de majoritatea cercetătorilor

interesați de controlul curgerii în interiorul turbinei transversale, nu prezintă explicit toate

rezultatele privind rotoarelor prevăzute cu dispozitive de ghidare. Această omisiune ne face să

credem că deși ideea introducerii de dispozitive interioare suna promițător, rezultatele pentru

anumite cazuri erau neclare și nu s-au putut formula concluzii general valabile.

În continuare, se prezintă rezultatele obținute la Universitatea Tehnică ,,Gheorghe Asachi”

din Iași pentru un rotor echipat cu dispozitiv de ghidare având poziția controlabilă din exterior.

Controlul poziției dispozitivului realizat în Laboratorul MFMAHP și prezentat în figura 5.19 constă

în posibilitatea de a alege unghiul de înclinare a dispozitivului cu ajutorul unei pârghii și de a

menține acest unghi pe toată durata încercărilor.

Fig. 5.9. Dispozitiv de ghidare controlabil din exterior.

Pentru a monta dispozitivul antirecirculare pe arborele rotoric, au fost eliminate prezoanele

care mențineau paralelismul dintre discurile rotorice. Modelul obținut permite rotirea liberă a

rotorului pe arbore. Pe una din extremitățile arborelui a fost fixată o pîrghie după cum se poate

vedea în figura 5.9, ce realizează reglarea poziției dispozitivului, fixat la rândul lui pe arbore.

Transmiterea mișcării de rotație către axul superior, unde sunt instalate instrumentele de măsură se

realizează prin intermediul roții de lanț Gall, fixată de discul rotoric.


a)

b)

Fig. 5.10. Rotor cu dispozitiv de ghidare controlabil din exterior.Y=1,2 m.


___________________________________________________________________________

44

Din figura 5.10 se poate observa comportamentul rotorului cu dispozitiv de ghidare

controlabil din exterior, pentru debite situate în domeniul Q = 70÷95 l/s și căderi situate în

domeniul H = 1,26÷1,7 m. Randamentele obținute pot atinge valoarea maximă de 51%, iar puterea

poate fi de până la 800 W. Comparând graficele obținute în cazul dispozitivului cu autopoziționare

cu cele trasate pentru dispozitivul având poziția controlabilă din exterior se observă că în ultimul

caz, parametrii măsurați sunt dispuși mai aproape de curba caracteristică obținută prin interpolare.

Randamentul de peste 40% se obține în în domeniul de turații dublu unitare n11 = 25÷56 rot/min,

respectiv domeniul de turații N = 80÷190 rot/min.


Valori ale randamentului de peste 40% se obțin în domeniul de turații dublu unitare n11 =

20÷60 rot/min (vezi figura 5.11). Puterea maximă obținută este de 600 W.

a)

b)

Fig. 5.11.Rotor cu dispozitiv de ghidare controlabil din exterior.Y = 0,9 m.


a)

b)

Fig. 5.12. Rotor cu dispozitiv de ghidare controlabil din exterior.Y = 0,6 m.

Investigațiile efectuate în configurația Y = 0,6 m, pentru căderi în domeniul H = 0,7÷1,14

m, indică randamente maxime de până la 58% și o bună grupare a datelor experimentale pe curbele


___________________________________________________________________________

45

de performanță. Puterea obținută poate fi de până la 500 W și așa cum se poate observa din figura

5.12, curbele de putere sunt mult aplatizate. Randamentul de peste 40% se obține pentru domeniul

de turații dublu unitare n11 = 18÷62 rot/min, respectiv domeniul de turații N = 40÷170 rot/min.

Introducerea dispozitivului de ghidare controlabil din exterior în interiorul rotorului este o soluție

bună cînd se dorește evitarea variaților bruște de putere.

5.5. Analiza rezultatelor

5.5.1. Analiza rezultatelor obținute prin încercarea rotorului clasic

Randamentele maxime obținute pentru funcționarea turbinei cu rotor clasic, utilizând 33%,

66% sau 100% din lățimea rotorului sunt prezentate în tabelul de mai jos (Popescu D. , Popescu,

Dragomirescu, & Bărglăzan, 2017).

Tabelul 5.1. Randamente maxime obținute Y [m] 0.6 0.9 1.2

H [m] 0.62÷1.07 m 0.85 ÷1.38m 1.16 ÷1.6m

L [ %] 33% 66% 100% 33% 66% 100% 33% 66% 100%

ηmax [ %] 65.5 65.5 65.9 53.3 62.8 64.5 51.5 58.8 58.7

nopt [rot/min] 90.4 95.9 115.0 95.0 108.0 135.3 109.7 118.0 136.3

Rezultatele obținute pentru rotorul clasic, realizat la Universitatea Tehnică ,,Gheorghe

Asachi din Iași” pot fi validate prin comparație cu rezultatele obținute de Mockmore și Merryfield

și publicate în cea mai cunoscută lucrare din domeniu, intitulată ,,The Banki Water Turbine”

(Mockmore & Merryfield, 1949). Încercările prezentate în raportul de cercetare sus menționat se

referă la rezultatele obținute pentru o turbină funcționând la căderea H = 4,87 m. Ele constituie un

reper de referință pentru teza prezentă, care se concentrează asupra turbinelor transversale de cădere

mică și în figura 5.13 sunt prezentate grafice extrase din lucrare.

Fig. 5.13. Grafice extrase din lucrarea ,,The Banki Water Turbine”

(Mockmore & Merryfield, 1949).


___________________________________________________________________________

46

Din graficele prezentate în figura 5.13, se observă că rezultatele încercărilor efectuate în

Laboratorul MFMAHP sunt în deplină concordanță cu cele obținute de către cercetătorii din

Oregon, U.S.A, astfel:

- randamentul maxim se situează în domeniul 50÷66%;

- valoarea maximă a randamentului depinde în mică măsură de debit;

- curbele de putere respectiv de randament au o formă aproximativ parabolică.

Ultima observație a constituit o recomandare pentru alegerea de polinoame de gradul doi

drept curbe de interpolare, pentru trasarea curbelor de putere și randament prezentate în cadrul

acestei teze.

5.5.2. Analiza rezultatelor obținute pentru rotorul cu dispozitiv cu autopoziționare

versus rotorul cu dispozitiv de ghidare controlabil din exterior Din figura 5.14 se poate observa că atunci când a fost utilizat dispozitivul de ghidare cu

autopoziționare, în configurația Y = 1,2 m, doar la debitele Q = 90 l/s și Q = 80 l/s a fost depășită

valoarea randamentului maxim max 40%. În cazul utilizării dispozitivului de ghidare controlabil

din exterior, valori ale randamentelor de peste 40% au fost obținut și la un debit mai mare, Q = 95

l/s. Rezultă că modificarea din exterior a poziției dispozitivului de ghidare a condus la

îmbunătățirea randamentului și la creșterea debitelor ce pot traversa rotorul. Prin analiza

comparativă a puterilor se poate observa că la valori de Q = 70 l/s ambele dispozitive s-au

comportat aproape identic, însă la debite peste Q = 80 l/s pentru turbina echipată cu dispozitiv

controlabil din exterior s-au obținut valori ale puterii mai mari. O altă observație este aceea că atât

curbele de randament, cât și curbele de putere sunt mai plate în cazul dispozitivului cu

autopoziționare.

.

a)

b)

Fig. 5.14. Rotor echipat cu dispozitiv de ghidare controlabil din exterior vs rotor cu dispozitiv de

ghidare cu autopoziționare. Y = 1,2 m.

În ceea ce privește încercările efectuate la Y = 0,9 m, după cum se poate observa în figura

5.15, randamentul maxim al turbinei echipate cu dispozitiv de ghidare controlabil din exterior

depășește în toate cazurile valoarea 40%, iar la debitele Q = 80 l/s; Q = 85 l/s și Q = 90 l/s se obțin

valori maxime și de 50%. Randamentele turbinei echipate cu dispozitivul de ghidare cu

autopoziționare sunt mai mici la aceleași debite, valorile maxime fiind situate în intervalul max

40%÷45%. Pentru debitele Q = 70l/s și Q = 80 l/s, curbele de putere sunt apropiate. Totuși

turbina echipată cu dispozitivul controlabil din exterior are avantajul de a prelucra debite mai mari,

fiind posibilă funcționarea la Q = 85 l/s și Q = 90 l/s, când se obțin puteri maxime Pmax = 570 W,

respectiv Pmax = 625 W. În toate cazurile se obțin valori maxime ale randamentului și puterii la


___________________________________________________________________________

47

turații mai mici pentru rotorul controlabil din exterior, în raport cu turațiile la care se atinge

randamentul și puterea maximă pentru dispozitivul cu autopoziționare

a)

b)


ghidare cu autopoziționare. Y=0,9 m. Randament și putere funcție de turația dublu unitară.

În figura 5.16 se prezintă curbele obținute la Y = 0,6 m. În acest caz, la valori similare ale

debitului, curbele de randament ale turbinei echipate cu dispozitiv controlabil din exterior sunt

apropiate din punct de vedere valoric cu cele ale turbinei la care a fost instalat dispozitivul cu

autopoziționare.Se observă și faptul că punctele de randament maxim pentru rotorul echipat cu

dispozitiv cu autopoziționare corespund la valori mai mari ale turației dublu unitare. La debitele Q

= 50 l/s și Q = 60 l/s, curbele de putere sunt apropiate indiferent de dispozitivul utilizat. La debitele

Q = 70l/s; Q = 75 l/s; Q = 80 l/s; Q = 84 l/s, turbina echipată cu dispozitivul controlabil din exterior

are performanțe mai bune decât dispozitivul cu autopoziționare.

a)

b)


ghidare cu autopoziționare. Y = 0,6 m. Randament și putere funcție de turația dublu unitară.

Concluzii generale în ce privește studiul comparativ al celor două dispozitive cu care a fost

echipată turbina.

Plasarea în interiorul turbinei transversale a unui dispozitiv de ghidare controlabil din

exterior aduce o serie de beneficii în raport cu utilizarea unui dispozitiv cu autopoziționare:

turbina poate să realizeze randamente maxime mai mari;


___________________________________________________________________________

48

capacitatea de traversare a rotorului se îmbunătățește, fiind posibilă funcționarea debite

mai mari;

se constată că valorile maxime ale curbelor de performanță sunt ușor deplasate în zona

turațiilor mai mari la dispozitivul cu autopoziționare. Această deplasare este mai

accentuată odată cu micșorarea căderii;

În tabelul 5.2. sunt prezentate centralizat rezultate obținute privind randamentul maxim.

Tabel 5.2. Randamentul maxim obținut prin utilizarea unui dispozitiv de ghidare

Y = 1,2 m Turbina echipată cu dispozitiv controlabil din exterior. ηmax = 37÷50%

Turbina echipată cu dispozitiv cu autopoziționare. ηmax = 37÷44%





5.5.3. Comparații între cele trei variante de rotor studiat: rotor clasic, rotor cu

dispozitiv de ghidare cu autopoziționare, rotor cu dispozitiv de ghidare controlabil din

exterior

În figura 5.17, sunt prezentate pentru configurația Y = 0,9 m, comparații între randamentele

obținute pentru rotorul clasic, pentru rotorul cu dispozitiv cu autopoziționare și pentru rotorul cu

dispozitiv cu ghidare controlabil din exterior. Încercările au fost efectuate când apa traversa 1/3 din

lățimea rotorului.

Se observă că prin introducerea unui dispozitiv de ghidare cu autopoziționare, randamentul la

debite similare scade cu până la 12% dacă de utilizează dispozitive de ghidare și curbele

caracteristice se aplatizează.

Comparând rezultatele obținute prin încercări asupra rotorului clasic cu rezultatele obținute

prin încercări asupra rotorului cu dispozitiv de ghidare controlabil din exterior se constată o scădere

de randament mai redusă, de până la 9%.

Fig. 5.17. Rezultate experimentale comparative. Curbe de randament. Y = 0,9 m.


___________________________________________________________________________

49

Aplatizarea curbelor caracteristice este cel mai important rezultat, deoarece poate fi esențial

atunci când se urmărește identificarea unei soluții prin care variațiile de randament și putere să

fie cât mai reduse, pe un domeniu extins de turații.

În concluzie, turbina Banki clasică este dificil de îmbunătățit prin introducerea de

dispozitive în spațiul liber din interior, deoarece se obțin anumite avantaje legate de stabilitatea

turbinei prin aplatizarea curbelor de performanță, însă randamentele sunt modeste.

Observațiile creionate în cadrul acestei teze au condus la concluzia că atunci când se

utilizează turbina echipată cu dispozitiv controlabil din exterior, se pot obține valori maximale mai

mari pentru putere și randament decît în cazul turbinei echipată un dispozitiv de ghidare cu

autopoziționare.

Concluzia explică motivul pentru care literatura de specialitate conține rezultate

contradictorii. Pentru performanțe bune, poziția dispozitivului de ghidare trebuie corelată cu

parametrii hidraulici de funcționare. Practic, modificarea poziției dispozitivului înseamnă

modificarea geometriei spațiului de curgere în interiorul turbinei și fiecare variantă de turbină are

alți parametri la care se pot atinge valori maxime de randament.

5.5.4. Interpretarea rezultatelor obținute prin încercarea rotorului echipat cu

dispozitive de ghidare

Pentru a valida rezultatele obținute s-a apelat la comparații cu rezultatele obținute de alți

cercetători interesați de soluții inedite ce pot fi încadrate în aceeași categorie ca și dispozitivele de

ghidare realizate și analizate în această teză.

Efectul unghiului de înclinare a dispozitivului de ghidare a fost studiat de cercetătorii

Kokubu et al. de la ,,Institute of Technology Kitakiushu Fukuoka” din Japonia (Kokubu,

Yamasaki, Honda, & Kanemoto, 2012). Pentru un rotor cu diametrul de 250 mm s-au investigat

două cazuri, reprezentând două poziții diferite a dispozitivului în raport cu injectorul. În cazul 1

corespunzător unghiului de 220°spațiul de trecere a apei din treapta I către treapta II este mai mare

decât în cazul 2, corespunzător unghiului de 200°. Experimentele au fost efectuate la căderea H =

4,2 m pentru diverse debite. S-a observat că randamentul maxim de 62% se atinge la debitul

nominal pentru turația dublu unitară n11 = 40,7 rot/min. O altă observație interesantă constă în

faptul că punctul de randament maxim este atins la turații unitare mai mici, când debitul care

traversează turbina este 1/4 din valoarea nominală. Cea mai interesantă observație este că deși

așteptările privind rezultatele experimentale erau optimiste, s-a constatat că utilizarea dispozitivului

de ghidare propus nu conduce la creșterea randamentului. S-a constatat și faptul că performanțele

sunt mai slabe pentru un unghi de 200° decât pentru un unghi de 220°, deoarece apare un turbion ce

se dezvoltă în partea superioară a zonei din interiorul rotorului. În plus, cercetările au relevat că

utilizarea dispozitivului determină descreșterea unghiului α3 format de viteza tangențială cu viteza

absolută la ieșirea apei din rotor după a doua traversare. Prin simulări numerice a fost pusă în

evidență, în anumite condiții, scăderea unghiului α3 până la 60°, o valoare foarte mică față de

valoarea optimă de 90°.

Concluzia cercetătorilor japonezi este că ar trebui adăugat un dispozitiv suplimentar, care să

ghideze mai bine fluidul la intrarea în treapta 2. Într-o lucrare ulterioară ,,Guide Vane with Current

Plate to Improve Efficiency of Cross Flow Turbine” Kokubu et al afirmă în mod onest că nu a

reușit să îmbunătățească parametrii hidraulici folosind acest tip de dispozitiv, și se concentrează pe

îmbunătățirea rolului clapetei de reglare din interiorul injectorului (Kokubu, Kanemoto, &

Yamasaky, Guide Vane with Current Plate to Improve Efficiency of Cross Flow Turbine, 2013). În

concluzie, controlul curgerii în interiorul turbinei transversale este o problemă deosebit de dificilă

cu dezavantaje care pot anula efectele beneficiilor.

În anul 2000, Olgun a fost publicat un articol științific ce investighează efectul produs de un

alt tip de dispozitiv de ghidare (Olgun H. , 2000). Analiza stadiului actual al cercetărilor privind

dispozitivele interioare de ghidare a condus la concluzia că modul în care se desfășoară curgerea în

interiorul turbinei transversale este deosebit de complicat, curgerea fiind neuniformă și strâns legată

de turație și cădere. Una din problemele cu care se confruntă studiile privind îmbunătățirea

randamentului este micșorarea pierderilor datorate unghiurilor de incidență neadecvate la intrarea


___________________________________________________________________________

50

apei în spațiul interpaletar pentru a doua traversare. Prin proiectarea de dispozitive care să ghideze

apa astfel încât unghiul de intrare în treapta II să fie îmbunătățit, cercetătorii au sperat să

îmbunătățească randamentul și implicit să crească puterea produsă. Olgun a efectuat o serie de

experimente asupra unei turbine ce conține dispozitive de ghidare. Turbina a fost încercată în

domenii: putere P = 1÷9 kW; cădere H = 4÷30 m; debit Q = 0,014÷0,055 m3/s. Turbina avea un

rotor cu diametrul D1 = 170 mm, lățimea B = 114 mm, raportul dintre D2/D1 = 0,54 și numărul de

palete Z = 24. S-a constatat că introducerea dispozitivelor de ghidare în interiorul rotorului conduce

la scăderea randamentului și nu la creșterea lui așa cum era de așteptat. În plus, Olgun a remarcat

faptul că alegerea unui unghi adecvat de înclinare a dispozitivului de ghidare reduce decalajul între

performanțele rotorului clasic în raport cu cele obținute cu un dispozitiv de ghidare.

Un alt dispozitiv propus de Olgun, a fost încercat pentru a studia efectul unor unghiuri de

intrare favorabile în dreptul fiecărei palete, fără dirijarea fluidului și în partea superioară. În acest

caz s-a obținut un randament maxim ηmax = 60%, pentru debite reprezentând 3/4 din debitul

nominal. În concluzile lucrării publicate de Olgun se afirmă în mod onest că nu s-a reușit creșterea

randamentul turbinei ci din contra, introducerea de dispozitive de ghidare în interiorul rotorului a

înrăutățit parametrii de performanță ai turbinei. Explicațiile probabile sunt creșterea frecărilor între

pereții solizi și fluid, corelate cu pierderile de impact. Rezultate similare s-au obținut prin analiza

datelor experimentale din cadrul acestei teze; când se utilizează turbina echipată cu dispozitiv de

ghidare cu autopoziționare, curbele de putere și randament au valori mai mici decît în cazul turbinei

echipată cu dispozitiv controlabil din exterior.

O altă lucrare interesantă pentru analiza rezultatelor obținute în cadrul acestei teze a fost

elaborată Crocker et al. Ei au utilizat software de tip CFD pentru a proiecta dispozitive interioare

de ghidare. Au efectuat simulări numerice pentru 6 variante constructive.(Croquer, Andrade,

Clarembaux, Jeanty, & Asuaje, 2012). Rotorul de referință avea diametrul exterior D1 = 0,294 m,

raportul D2/D1 = 0,62; lățimea rotorului B = 0,15 m; numărul de palete Z = 24. Punctul de

randament maxim ηmax =72% este atins la turația dublu unitară n11 = 43 rot/min. Prin utilizarea

dispozitivelor de ghidare s-a obținut creșterea puterii cu 0,3 ÷ 4% . Cea mai mare creștere de 4% se

obține cu un dispozitiv de lungime medie. Rezultatele confirmă ipoteza că pierderile prin frecare

între curentul de fluid și pereții dispozitivului de ghidare influențează mult randamentul și puterea

maximă.

5.6. Concluzii 1. O turbină transversală proiectată și construită pentru căderi foarte mici, a fost încercată în

domeniul H = 0,62÷1,6 m. S-a constatat că rezultatele obținute sunt în concordanță cu cele publicate de alți cercetători care au efectuat încercări experimentale asupra turbinelor transversale la căderi mai mari și anume: curbele de randament și putere în funcție de turație respectiv turație unitară sunt parabole; valoarea randamentului maxim este în toate cazurile de peste 50% obținându-se uneori și valori mai mari de 65%; variația debitului nu influențează semnificativ alura curbelor de randament.

2. Pentru turbina clasică proiectată și realizată în laboratorul MFMAHP se obțin randamente peste 40% în următoarele situații: pentru domeniul de căderi:H = 1,16÷1,6 m, la turații dublu unitare, la turații dublu unitare n11 = 20÷65 rot/min; pentru domeniul de căderi H = 0,85÷1,38 m, la turații dublu unitare n11 = 25÷65 rot/min; pentru domeniul de căderi H = 0,65÷1,15 m, la turații dublu unitare n11 = 10÷65 rot/min.

3. Dispozitivul inovativ de ghidare a apei care se plasează în interiorul rotorului turbinei transversale pe arbore a fost realizat și încercat în două variante constructive: varianta I permite autopoziționarea dispozitivului, varianta II are posibilitatea de control a poziției dispozitivului de ghidare printr-un mecanism exterior.

4. Prin introducerea dispozitivului cu autopoziționare în rotor, s-a produs aplatizarea curbelor caracteristice, scăderea randamentului cu până la 12% la debite similare și îngustarea domeniului recomandabil de funcționare. Randamente de peste 40% au fost: obținute pentru domeniul de căderi H = 1,16÷1,6 m, la turații dublu unitare n11 = 32÷55 rot/min; pentru


___________________________________________________________________________

51

domeniul de căderi H = 0,96÷1,36 m, la turații dublu unitare n11 = 30÷60 rot/min; pentru domeniul de căderi H = 0,65÷1,15 m, la turații dublu unitare n11 = 20÷60 rot/min.

5. În cazul în care în locul unui dispozitiv de ghidare a apei care se poate autopoziționa, se utilizează un dispozitiv ce poate fi controlat din exteriorul turbine se obține: îmbunătățirea randamentului înregistrându-se o scădere a randamentului de maxim 9% față de varianta clasică; creșterea debitelor circulate prin rotor; deplasarea curbelor de randament și putere maximă către turații mai mici.

6. Experimentele asupra rotorului cu dispozitiv având poziția controlabilă din exterior au evidențiat rezultate mai bune decât în cazul dispozitivului cu autopoziționare. În acest caz se obțin randamente peste 40% după cum urmează: pentru domeniul de căderi H = 1,26÷1,7 m, domeniul de turații dublu unitare n11 = 25÷56 rot/min; pentru domeniul de căderi H = 0,8÷1,44m, domeniul de turații dublu unitare n11 = 20÷60 rot/min; pentru domeniul de căderi H = 0,7÷1,14 m, domeniul de turații dublu unitare n11 = 18÷ 62 rot/min.

7. Concluzia generală este că utilizând un dispozitiv de ghidare a apei în interiorul turbinei transversale, curbele de randament și putere în funcție de turație se aplatizează, ceea ce este avantajos numai dacă se urmărește acest scop.

8. Poziția dispozitivului de ghidare trebuie corelată continuu cu parametrii hidraulici de funcționare, pentru obținerea de performanțe bune într-un domeniu suficient de larg de funcționare. În caz contrar, beneficiile sunt punctuale și rezultatele testelor nu sunt aplicabile unui domeniu de funcționare extins, fapt ce explică rezultatele contradictorii din literatura de specialitate.


___________________________________________________________________________

52

Capitolul VI

Contribuții privind analiza tehnico economică

efectuată cu programul HOMER

Un studiu recent elaborat de Internațional Energy Agency, bazat pe date colectate din 140

țări, estimează că 60% centralele electrice vor fi alimentate din resurse regenerabile în anul 2040

(IEA, 2017). Studiul precizează că în viitor, numărul noilor unități de producție neconectate la

sisteme de distribuție și transport a energiei electrice, va reprezenta 50% din totalul de centrale

bazate pe energii regenerabile. Un alt raport elaborat în anul 2018, de către International Renewable

Energy Agency, sublinează faptul că puterea instalată în centrale electrice neconectate la un sistem

energetic era 2000 MW în anul 2008 și a devenit 6500 MW în anul 2017 (IRENA, 2018). În anul

2017, energia electrică produsă descentralizat a alimentat 120 milioane locuitori, majoritatea

consumatorilor fiind din Africa de Est și Asia de Sud. În aceste regiuni, resursa regenerabilă

utilizată preponderent este energia solară.

În Europa, legislația recent adoptată detailează modul în care poate fi obținută

descentralizarea producției de energie din resurse regenerabile. Conform articolului 17, din

Regulamentul (UE) 2018/2001 al Parlamentului European și al Consiliului din 11 decembrie 2018

privind promovarea utilizării energiei din resurse regenerabile, ”instalațiile la scară mică pot

contribui în mod semnificativ la creșterea gradului de acceptare din partea publicului și la

asigurarea implementării proiectelor legate de energia din surse regenerabile, în special la nivel

local”. Conform articolului 1- paragraful 65, ”trecerea la o producție descentralizată de energie are

multe avantaje, inclusiv utilizarea surselor locale de energie, creșterea siguranței alimentării cu

energie pe plan local, diminuarea distanțelor de transport și reducerea pierderilor ocazionate de

transportul energiei. Descentralizarea stimulează dezvoltarea comunităților și coeziunea la nivel

local, prin crearea de locuri de muncă și implicit surse de venit.” Conform articolului 15, paragraf 4

”La stabilirea acestor măsuri sau în cadrul schemelor lor de sprijin, statele membre pot lua în

considerare, dacă este cazul, măsurile naționale cu privire la creșterea semnificativă a

autoconsumului de energie din surse regenerabile, a stocării locale a energiei precum și a eficienței

energetice, în materie de cogenerare și în materie de clădiri pasive sau cu consum de energie scăzut

sau zero”.

În conformitate cu documentele citate anterior, începând cu luna decembrie 2018, legislația

din Europa precizează că dezvoltarea microinstalațiile devine o prioritate în politicile energetice. În

acest context, utilizarea picoturbinelor în microinstalațiile electrice cu arhitectură hibridă trebuie

analizată din punct de vedere tehnic și economic. În ceea ce privește microunitățile hibride de

producere a energiei electrice, ce utilizarea potențialului hidroenergetic redus, literatura de

specialitate menționează micro-sisteme hidro-solar (Jure and Glasnovic, 2010; Ismail, et al., 2013)

și hidro-eolian (Jaramillo, et al., 2004; Bakos, 2002; Prabhakar and Ragavan, 2013).

Analiza oportunității implementării unei picoturbine într-o microrețea de producție necesită

calcule economice, bazate pe valoarea investiției și durata de viață a echipamentelor, prețul de

vânzare a energiei electrice, dobânda anuală efectivă, rata inflației. Un software dedicat studiului

microsistemelor hibride de producere a energiei electrice este Hybrid Optimization of Multiple

Energy Resources, acronim HOMER. Programul de calcul dezvoltat de National Renewable Energy

Laboratory U.S.A, are posibilitatea de a simula diferite arhitecturi ale microsistemului de producere

a energiei electrice și formulează recomandări, plecând de la o analiză economică și tehnică solidă.

În acest capitol, programul HOMER este utilizat pentru a demonstra impactul economic și

tehnic produs de utilizarea turbinelor transversale de cădere foarte mică (H < 2 m), în micro-sisteme

off-grid, ce utilizează tehnologii hibride de producere a energiei electrice. Sunt analizate câteva

situații în care potențialul hidroenergetic este deosebit de mic, căderile disponibile fiind sub 2 m și

debitul Q=20 l/s ÷ 300 l/s. Simulările include și studii de caz, pentru care unele debite lunare

disponibile sunt mai mici decât valoarea minimă necesară funcționării unei turbine transversale,

producerea de energie electrică fiind asigurată doar din alte surse. Pentru a evidenția diferențele


___________________________________________________________________________

53

datorate condițiilor de lucru diversificate, simulările efectuate cu HOMER au fost efectuate pentru

aceeași condiții de consum, respectiv o clădire rezidențială care necesită zilnic 11,26 kWh, energie

electrică. Simulările efectuate au avut în vedere ca ipoteze de lucru, date ce corespund la locații ce

dispun de potențial hidraulic și solar diferit. Datele privind resursele solare au fost extrase din baza

de date, NASA Surface meteorology and Solar Energy database (https://data.nasa.gov/Earth-

Science/Surface-Meteorology-and-Solar-Energy/wn3p-qsan). Rezultatele obținute sunt

încurajatoare. Studiul demontrează că se recomandă implementarea turbinelor transversale în

micro-sisteme off-grid, chiar și în condiții dificile de lucru, atunci când se dispune de potențial

hidraulic insuficient pentru exploatarea sustenabilă a turbinelor clasice.

Microrețeaua analizată cu software HOMER conține instalația electrică a clădirii, care în

toate cazurile analizate este aceeași. În continuare, sunt prezentate datele de intrare, comune celor 3

cazuri studiate. Cererea de energie zilnică a clădirii rezidențiale este Ezilnic = 11.26 kWh/zi, cu un

maxim de putere consumată Pmax = 2.09 kW. Componentele microsistemului utilizate pentru

producția de energie sunt: o picoturbină Banki pentru căderi mici H < 2 m, debit Q = 100 ÷ 300 l/s ,

putere produsă P = 1.92 kW (notată H); - panouri fotovoltaice de putere 0.26 kW echipate cu

invertoare și regulator MPPT (Maximum Power Point Tracker) (notate S); 1 generator care

funcționează cu motorină, având puterea instalată P =4.2 kW (notat G); baterii solare cu gel de

putere nominală E = 0.96 kWh și capacitatea 40 Ah, având rolul de a stoca energia în perioadele în

care sursele de energie regenerabilă nu sunt disponibile; 1 converter cu capacitatea nominală P = 3

kW; 1 regulator de sarcină pentru controlul încărcării bateriilor de acumulare.

Datele economice utilizate în simulare sunt: rata dobânzii anuale 8%; rata medie a inflației

3.8%; - durata de viață a microrețelei de producere energie electrică 30 de ani; preț de vânzare

energie electrică 0.1147$/kWh.

Energia excedentară este utilizată pentru alimentarea bateriile cu gel și în cazuri

excepționale poate fi utilizată pentru a alimenta o pompă care umple un rezervor cu apă.

6.1. Studiu de caz 1. Condiții de funcționare a turbinei maxim 7200 ore/an, cu debit

variabil.

Primul set de simulări a fost efectuat cu date hidraulice corespunzătoare râului Desnățui, și

date solare din vecinătate, respectiv satul Drăgoaia. Debitele medii lunare multianuale utilizabile în

scopuri hidroenergetice au fost calculate prin scăderea debitului ecologic și a debitului pentru alte

folosințe din debitele medii lunare multianuale. Căderea este aceeași în toate studiile de caz și

anume H = 2 m. Potențialul hidraulic disponibil condiționează funcționarea turbinei hidraulice

delimitând trei situații:

- valori ale debitului utilizabil sub 100 l/s, pe parcursul a 2 luni pe an, perioadă în care turbina

hidraulică nu funcționează;

- debite utilizabile (100<Q ˂ 300 l/s) timp de 8 luni pe an, valori corespunzătoare regimului

de funcționare normal, perioadă în care turbina hidraulică poate funcționa în condiții variabile

de lucru;

- debite disponibile superioare debitului maxim de 300 l/s timp de două luni pe an, când

turbina prelucrează 300l/s, iar surplusul de debit rămâne în cursul principal al pârâului.

Arhitecturi de microrețea propuse de software HOMER

În studiul de caz 1, programul HOMER a simulat 4568 scenarii de arhitecturi obținute prin

diferite combinații ale echipamentele, din care 1534 scenarii s-au dovedit a nu fi eligibile.

Programul a recomandat în final 8 scenarii de arhitectură pentru microrețeaua de producție a

energiei electrice. Dintre acestea, 4 scenarii au fost ignorate în acest studiu, deoarece nu conțineau

baterii de stocare a energiei, cerință importantă pentru respectarea criteriului de alimentare continuă

cu energie electrică. Informațiile referitoare la numărul de panouri solare, numărul de baterii și

puterea invertorului, reprezintă date calculate și propuse de programul HOMER.

Soluție clasică analizată (G), se bazează pe utilizarea combustibil fosil, și constă dintr-o

rețea electrică alimentată dintr-un generator pe motorină. Soluția este necesară pentru a analiza

avantajele și dezavantajele utilizării sistemelor hibride.

Prima arhitectură de microrețea hibridă propusă, intitulată configurația 1 (H+G) se compune

din două surse de producere a energiei electrice, una regenerabilă turbina Banki și una bazată pe


___________________________________________________________________________

54

combustibil fosil, un generator pe motorină. A doua arhitectură hibridă (H + G + S) propusă de

HOMER conține trei posibile surse de producere a energiei electrice: turbina Banki, un număr de 2

panouri fotovoltaice având o putere instalată de 0,26 kW fiecare și un generator pe motorină, ca

rezervă în cazul în care sursele regenerabile hidro și solare nu sunt utilizabile. Cea de a treia

microrețea hibridă (S + G) analizată, conține 10 panouri fotovoltaice și 1 generator pe motorină.

Rezultate financiare obținute prin simulări

HOMER a calculat și analizat următorii parametri în cele 4 scenarii:

- valoarea actualizată netă a costurilor totale, pe întreaga durată de viață (VAN);

- costurile de operare;

- costurile inițiale de investiție;

- costurile de înlocuire a echipamentelor (necesare la expirarea duratei de viață a unui

echipament)

- costurile totale egalizate ale energiei produse (LCOE) definite ca raportul dintre costurile

totale și cantitatea de energie electrică produsă în toată durata de viață a microsistemului (30

de ani în cazul studiat)

Cele mai bune rezultate financiare se obțin cu arhitectura de rețea corespunzătoare

configurația 1 (H+G), când sursele de producere a energiei electrice sunt turbina Banki și

generatorul pe motorină. Introducerea panourilor fotovoltaice ca sursă regenerabilă, în configurația

2 (H+S+G), crește costurile inițiale de investiție și costurile de înlocuire a echipamentelor. În

configurația 3 (S + G), turbina Banki este eliminată și singura sursă de energie regenerabilă sunt

panourile fotovoltaice. În acest scenariu 3, valoarea netă actualizată a costurilor totale, respectiv

costurile totale egalizate ale energiei produse sunt duble, față de scenariile 1 și 2.

Configurația clasică (G), în care energia este produsă de generatorul pe motorină are

costurile inițiale de investiție cele mai mici și este cel mai dezavantajos d.p.d.v. economic pe termen

lung. În acest scenariu, costurile totale egalizate ale energiei produse pe întreaga durată de viață a

microsistemului sunt de 1,01 $/kWh, ceea ce reprezintă 272% din valoarea obținută cu configurația

1, bazată pe funcționarea turbinei Banki timp de 10 luni pe an. Configurația numai cu generator se

va consideră ca fiind de referință în toate studiile de caz analizate.

Rezultatele privind procentul de energie produsă din diverse resurse, respectiv energie

solară, hidro, combustibil fosil, procente calculate în raport cu energia electrică consumată precum

și rezultatele care reflectă impactul asupra mediului prin poluarea aerului au condus la concluzia că

poluarea aerului este deosebit de ridicată, dacă se adoptă funcționarea numai cu generatorul pe

motorină, configurația clasică (G).

6.2. Studiu de caz 2. Condiții de funcționare a turbinei 8760 ore/an, cu debit maxim

constant.

Al doilea studiu de caz se bazează pe date hidraulice corespunzătoare râului Baboia din

vecinătatea comunei Afumați, judetul Dolj. În acest caz, debitele disponibile depășesc valoarea de

300 l/s în toate lunile și în consecință turbina hidraulică poate funcționa pe tot parcursul anului, la

capacitate maximă. Programul HOMER a indicat rezultate din care se observă că valoarea

actualizată netă a costurilor totale este mult mai mică dacă microrețeaua hibridă care conține o

picoturbină Banki. Aceeași observație este valabilă și pentru costurile egalizate ale energiei

produse, saltul find considerabil atunci când energia hidraulică este în totalitate înlocuită cu energia

solară.

În cazul în care energia solară este singura resursă regenerabilă utilizată, înlocuirea turbinei

hidraulice cu panouri solare, crește coeficienții financiari, cu valori cuprinse în intervalul

207÷270% pentru configurația 5 (S+G), comparativ cu configurația 1 (H), configurația 2 (H+G) ,

configurația 3 (H+S) și configurația 4 (H+S+G). Pentru configurația 3 (H+S), bazat numai pe surse

de energie curată (hidro și solare), gradul de poluare este aproape inexistent, situația încadrându-se

cu succes în condițiile de finanțare prin programul Casa Verde și fiind din acest motiv atractiv

d.p.d.v. financiar și de mediu.

Cele mai mici costuri inițiale de investiție corespund soluției clasice (G) de alimentare cu

energie electrică a clădirilor izolate utilizând combustibil fosil (motorină). Această soluție este însă

deosebit de scumpă pe termen lung și este total neindicată d.p.d.v. ecologic, poluarea aerului fiind


___________________________________________________________________________

55

deosebit de ridicată. Cu alte cuvinte, în cazul în care debitul este asigurat, pe întreaga perioadă a

anului, generatorul pe motorină nu-și are rostul, decât în cazul excepționale.

6.3. Studiu de caz 3. Condiții de funționare a turbinei 8760 ore/an, cu debit variabil.

Se utilizează debitele disponibile înregistrate la stația hidrometrică Băcești, jud. Vaslui

situată de pe râul Bârlad. Datele hidraulice indică asigurarea debitului minimal de funcționare 7 luni

pe an, respectiv debite mai mari decât debitul maximal timp de 5 luni pe an. Rezultă că timp de 5

luni pe an, turbina va funcționa cu debitul de 300 l/s, și în restul anului, debitul va fi suficient pentru

funcționarea turbinei, dar la debite mai mici. Din datele analizate rezultă încă o dată clar avantajele

tehnice, economice și de mediu care derivă din implementaea unei picoturbiei Banki într-o

microrețea off-grid de producere a energiei electrice: valoare netă actualizată a costurilor totale

redusă, poluare minimă.

6.4. Studiu de caz 4. Condițiii de funcționare a turbinei, maxim 3600 ore/an, cu debit

variabil.

Studiul efectuat asupra pârâului Șacovâț, comuna Țibana, județul Iași urmărește să analizeze

dacă implementarea unei picoturbine Banki, într-un sistem hibrid care dispune de suficientă apă

doar 5 luni pe an, poate fi avantajoasă. Comuna Țibana este situată în județul Iași, latitudine

46°59′10″ N, longitdine 27°20′24″ E. Rezultatele indică confihurația cu turbiă transversală ca fiind

cea mai avantajoasă, chiar dacă turbina funcționează sub 3600 ore/an, cu debit variabil.

6.5. Concluzii 1. Politicile energetice europene încurajează producția descentralizată de energie electrică.

Internațional Energy Agency apreciază că în anul 2040, numărul noilor unități de producție neconectate la sistemele de distribuție și transport a energiei electrice va reprezenta 50% din totalul de centrale bazate pe energii regenerabile.

2. Microsistemele hibride de producție a energiei electrice off-grid reprezintă o soluție modernă ce necesită calcule tehno-economice complexe pentru a decide asupra oportunității implementării în locații izolate. În cadrul acestui capitol s-a utilizat software HOMER ce are posibilitatea de a simula și analiza o multitudine de arhitecturi ale microsistemului de producere a energiei electrice și de a formula concluzii materializate în date tehnice, economice și de mediu pentru fiecare.

3. Au fost simulate patru situații, bazate pe date reale corespunzătoare fiecărei locații. Pentru fiecare studiu de caz., sistemele hibrid off-grid conțin o turbină transversală ce funcționează la căderi foarte mici (H<2m) și debite disponibile reduse situate în domeniul Q=20÷300 l/s, alături de panouri fotovoltaice și un generator pe motorină utilizabil când resursele regenerabile nu sunt disponibile. Toate simulările au fost efectuate pentru aceleași condiții de consum și stocare a energiei în baterii.

4. Cazurile analizate admit următoarele ipoteze: Cazul 1. Debite utilizabile 10 luni/an, debitul lunar acoperind parțial necesarul de funcționare a turbinei; Cazul 2. Debite utilizabile 12 luni/an, debitul lunar acoperind integral necesarul de funcționare a turbinei la parametri maximi; Cazul 3. Debite utilizabile 12 luni/an, debitul lunar acoperind parțial necesarul de funcționare a turbinei; Cazul 4. Debite utilizabile 5 luni/an, debitul lunar acoperind parțial necesarul de funcționare a turbinei.

5. Analiza tehnico-econimică efectuată cu ajutorul programului HOMER conduce la concluzia că utilizarea turbinei transversale în sisteme hibride este rentabilă pentru toate cele patru locațiii analizate și aduce beneficii majore în protecția mediului și combaterea surselor de poluare cu efect de seră.

https://ro.wikipedia.org/wiki/Comuna_%C8%9Aibana,_Ia%C8%99i#/maplink/1


___________________________________________________________________________

56

Capitolul VII

Concluzii și contribuții personale

7.1. Concluzii generale Teza abordează o tematică de actualitate și interes deosebit: dezvoltarea de unități de

producere a energiei electrice în sisteme descentralizate, utilizând resurse regenerabile. Subiectul

vizează studiul turbinelor transversale la căderi mici, inclusiv identificarea de tehnologii de

fabricații simple, precum și analiza efectelor produse de utilizarea posibilităților de îmbunătățire

prin plasarea de dispozitive de ghidare în interiorul rotorului

Stadiul actual al cercetărilor a demonstrat că domeniul de cercetare este de interes și există

realizări notabile. Primul capitol conține numeroase detalii pertinente privind realizările prezentate

în peste 40 de lucrări științifice și brevete de invenții, care arată că subiectul este departe de a fi

încheiat.

Proiectarea și realizarea turbinei destinată funcționării la căderi sub H=2m și clasă de putere

sub P=5 kW, s-a bazat pe noțiuni generale de proiectare și pe recomandări formulate în alte peste 25

de lucrări publicate de către cercetători interesați de identificarea celei mai bune variante

constructive de turbină transversală. Pentru realizarea prototipului, în departamentul MFMAHP de

la Universitatea Tehnică ,,Gheorghe Asachi” din Iași, autorul tezei a identificat și aplicat tehnologii

simple, utilizând dotările clasice dintr-un atelier mecanic. Aspectul este deosebit de important

deoarece simplitatea constructivă este unul din cele mai importante avantaje ale turbinei

transversale.

În plus, a fost construit un stand experimental complex, cu echipamente inedite, conceput și

realizat pentru încercarea turbinei trasversale de cădere mică, în condiții de funcționre pe canal

deschis, curgerea fiind cu suprafață liberă.

În vederea controlului curgerii în interiorul rotorului turbinei, autorul tezei a elaborat un nou

tip de dispozitiv de ghidare a apei și a înaintat o cerere de brevet de invenție.

Au fost efectuate investigații experimentele asupra a trei variante constructive de turbină:

rotor clasic, rotor clasic cu dispozitiv mobil având capacitatea de autopoziționare, rotor clasic cu

dispozitiv interior a cărui poziție este modificabilă din exterior. În cazul turbinei cu rotor clasic,

rezultatele sunt în concordanță cu cele obținute de diverși cercetători pentru alte tipuri constructive

de turbină Banki. Curbele de putere și randament ale turbinei având rotor clasic echipat cu

dispozitiv mobil cu capacitate de autopoziționare relevă înrăutățirea performanțelor maximale și

aplatizarea caracteristicilor. O creștere a randamentului maxim se poate obține prin poziționarea

dispozitivului de ghidare cu ajutorul unui mecanism exterior. Concluzia finală a cercetărilor

experimentale, corelată cu interpretarea rezultatelor prezentate în lucrări de referință din literatura

de specialitate, este că poziția dispozitivului de ghidare trebuie stabilită în conformitate cu

parametrii hidraulici disponibili.

Teza aduce și argumente bazate pe date financiare și de mediu pentru implementarea

turbinelor transversale în sisteme hibride. Analiza efectuată cu programul HOMER a reliefat faptul

că aceste turbine sunt rentabile chiar și atunci când funcționează pe râuri cu debite mici, variabile,

ce pot fi exploatate doar câteva luni pe an.

7.2 Contribuții originale Lucrarea conține o serie de contribuții teoretice, numerice și experimentale care își aduc

aportul la dezvoltarea domeniului de cercetare.

7.2.1. Contribuții teoretice

A fost elaborat un scurt istoric privind evoluția metodelor de exploatare a resurselor hidraulice

mici, plecând de la roțile de apă și ajungând la turbinelor transversale moderne, comercializate

în prezent de producători recunoscuți. Soluțiile constructive prezentate includ imagini extrase


___________________________________________________________________________

57

din brevete de invenții și explicații privind avantajele și dezavantajele fiecărui tip constructiv,

precum și unele detalii privind modul de funcționare.

S-a analizat stadiul actual al cercetărilor privind turbinele transversale de cădere mică. Studiul a

evidențiat faptul că tematica este de actualitate și deschide numeroase direcții de cercetare. Au

fost identificate principalele teme de cercetare privind rotorul clasic de turbină Banki: stabilirea

numărului recomandabil de palete, stabilirea dimensiunilor geometrice ale turbinei și anume

diametrul și lățimea, determinarea raportului optim dintre diametrul interior și diametrul

exterior, stabilirea valorii optime a unghiului de atac, alegerea geometriei injectorului,

identificarea performanțelor și a limitelor de funcționare. Obiectivul majorității studiilor

experimentale a fost îmbunătățirea randamentului maxim.

A fost proiectată o turbină de tip Michaell-Banki de putere P = 1500 W, cădere nominală

H=1m, debit Q = 0,245 m3/s, turație dublu unitară n11 = 40 rot/min, pentru a studia consecințele

funcționării la căderi mai mici decât cele specifice turbinelor transversale comercializate.

S-au elaborat și implementat o serie de soluții de realizare a turbinei bazate pe tehnologii de

fabricație simple, după cum urmează:

realizarea curburii pereților injectorului prin îndoirea tablei, utilizând bare de ghidare

orizontale, amplasate în exteriorul injectorului și încastrare în pereții laterali, respectiv în

peretele care delimitează zona de curgere având 1/3 din lățimea rotorului de zona de

lățime 2/3 (vezi fig.2.19);

în scopul diminuării pierderilor volumice s-a prelungit carcasei injectorului, pe o porțiune

de 19°, în zona inferioară care urmărește circumferința rotorului;

prelucrarea la pachet a canalelor semicirculare în discurile rotorice suprapuse și fixate cu

șuruburi pe masa rotativă a mașinei de frezat FUS 200;

fixarea paletelor în canalele semicirculare ale discurilor rotorice, cu ajutorul unor pene

semicirculare înguste, prelucrate din același tip de țeavă PVC;

rigidizarea rotorului prin montarea a 6 tije filetate, care asigură menținerea paralelismului

între discurile rotorice și implicit menținerea formei geometrice optime a rotorului în

timpul funcționării;

fixarea discurilor rotorice de flanșe cu șuruburi și fixarea flanșelor de arbore prin

intermediul penelor, evitând îmbinările nedemontabile care se realizează la majoritatea

rotoarelor de turbină Banki prin sudură;

anularea abaterile geometrice ale șasiului rezultate în urma sudurii prin utilizarea de

rulmenții oscilanți prevăzuți cu sistemul de strîngere a arborelui, soluția tehnică care

permite rotirea liberă a rotorului pentru reglarea bătăilor axiale ale discurilor și facilitează

poziționarea rotorului în raport cu granițele solide ale injectorului.

Au fost cercetate detaliat consecințele utilizării de dispozitive interioare pentru ghidarea

curentului de apă. Au fost formulate comentarii bazate pe rezultate obținute de alți

cercetători prin vizualizări, simulări numerice sau observații teoretice. S-a evidențiat

importanța modificării curgerii în spațiul liber din interior, astfel încât să se îmbunătățească

transferul de energie în treapta a doua și să se evite fenomenul de recirculare.

A fost elaborat un dispozitiv inovativ cu rol de ghidare a fluidului la ieșirea din paletajul

rotoric după prima traversare și dirijarea pentru a doua traversare și s-a depus cererea de

brevet de invenție cu nr. A 2015 00546. Rezumatul a fost publicat în Buletinul OSIM

08/2017.

Dispozitivul inovativ elimină pierderile datorate impactului între jetul de apă și arborele

rotoric și diminuează fenomenul de recirculare.

7.2.3. Contribuții numerice

Pentru identificarea celor mai bune arhitecturi de producere off grid a energiei electrice, au fost

efectuate simulări numerice cu ajutorul programului HOMER, în patru studii de caz,

corespunzătoare la locații ce dispun de potențial hidraulic și solar diferit.

Microrețelele de producere a energiei electrice pot conține o picoturbină transversală pentru

căderi mici H< 2 m, panouri fotovoltaice și un generator care funcționează cu motorină. Pentru


___________________________________________________________________________

58

a evidenția diferențele datorate condițiilor de lucru diversificate, simulările au fost efectuate

pentru aceleași condiții de consum și utilizând aceleași echipamente.

Studiile au analizat următoarele cazuri: 1. Turbina funcționează maxim 7200 ore/an, cu debit

variabil; 2. Turbina funcționează 8760 ore/an, cu debit maxim constant; 3. Turbina

funcționează 8760 ore/an, cu debit variabil; 4. Turbina funcționează maxim 3600 ore/an, cu

debit variabil. Printr-o analiză bazată pe date tehnice (debite medii multianuale, radiația solară,

capacitatea de producție a instalațiilor) și date economice (costurile cu investițiile, costurile de

întreținere și exploatare, rata dobânzii anuale, rata medie a inflației, prețul de vânzare a energiei

electrice) s-a demonstrat faptul că turbinele de cădere foarte mică pot fi rentabile în sisteme

hibride, chiar și în regiuni în care debitul minim al cursului de râu utilizat nu este disponibil pe

întreaga perioadă a anului.

Soluțiile tehnico-economice pentru sisteme hibride off-grid, propuse de programul HOMER au

fost analizate și d.p.d.v. al impactului asupra mediului și s-au formulat recomandări pertinente

privind utilitatea turbinelor transversale de cădere mică.

7.2.4. Contribuții experimentale

Au fost concepute, realizate și instalate următoarele echipamente:

1. Dispozitiv de fracționare a debitului la extremitatea aval a canalului hidraulic pentru a

permite funcționarea turbinei la 1/3, 2/3, respectiv 3/3 din lățimea rotorului.

2. Echipament de deplasare a turbinei în plan vertical pentru a se modifica căderea în cadrul

experimentelor.

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

4. Sistem de transmisie a mișcării de rotație de la arborele rotorului la axul sistemului de

încărcare, având în componență roți de lanț, patine, întinzătoare și lanțuri Gall.

5. Sistem de încărcare mecanică cu o frână ce poate fi acționată progresiv prin intermediul

unui șurub care tensionează toronul.

6. Sistem de încărcare electrică cu un generator cu magneți permanenți și becuri.

Au fost încercate dispozitivul de încărcare mecanic și cel electric și s-a conturat concluzia că

sistemul mecanic este mai bun, deoarece permite investigarea pe un domeniu mai larg de

turații.

A fost conceput și construit dispozitivul de ghidare destinat controlului apei în interiorul

rotorului în varianta cu autopoziționare utilizând o contragreutate și în varianta în care poziția

dispozitivului poate fi controlată din exterior.

A fost conceput și realizat rotorul cu sistem de control a poziției dispozitivului de ghidare din

exterior.

S-a efectuat analiza experimentală a trei soluții constructive:

1. Turbină cu rotor clasic proiectat pentru a funcționa la căderi mici;

2. Turbină cu rotor având un dispozitiv de ghidare și antirecirculare ce se poate roti liber pe

arbore (autopoziționare);

3. Turbină cu rotor având dispozitiv de ghidare și antirecirculare controlabil din exterior.

Pentru fiecare tip de turbină investigat s-au trasat următoarele grafice: randament în funcție de

turație, putere în funcție de turație, randament în funcție de turația dublu unitară, putere în

funcție de turația dublu unitară.

S-a stabilit pe baza graficelor trasate care este domeniul de funcționare recomandabil pentru

fiecare situație.

S-au formulat concluzii privind turbina cu rotor clasic, bazate pe analiza datelor experimentale,

obținute la diferite căderi prin acționarea sistemului de deplasare a turbinei în plan vertical în

vederea modificării distanței dintre arborele turbinei și fundul canalului hidraulic. Concluziile

arată că deși căderile sunt foarte mici H=0,6÷ 1,7m, în afara domeniului de lucru specific

turbinelor existente, curbele de randament și putere sunt asemănătoare cu cele prezentate în

lucrarea de referință din literatura de specialitate, intitulată ,,The Banki Water Turbine”

(Mockmore & Merryfield, 1949). Randamentele maxime obținute în cadrul Laboratorul

MFMAHP, max = 50÷ 70% sunt în deplină concordanță cu cercetări similare din domeniu.


___________________________________________________________________________

59

S-a efectuat analiza comparativă între performanțele turbinei cu autopoziționare și cele ale

turbinei cu dispozitiv de ghidare controlabil din exterior și s-a ajuns la următoarele concluzii. În

ceea ce privește randamentul maxim, dispozitivul controlabil din exterior are performanțe mai

bune, indiferent dacă distanța între arborele turbinei și fundul canalului hidraulic este Y = 1,2 m

sau Y = 0,9 m sau Y = 0,6 m. Aceeași observație este valabilă și pentru curbele de putere.

S-au formulat concluzii deosebit de importante pentru domeniul de cercetare investigat,

concluzii ce clarifică rezultatele contradictorii obținute de diverși cercetători:

- introducerea unui dispozitiv de ghidare în interiorul rotorului aplatizează curbele de

putere și randament, însă diminuează valoarea randamentului maxim;

- utilitatea dispozitivului de ghidare este strâns legată de ajustrea poziției de lucru cu

parametrii hidraulici.

- un dispozitiv de ghidare fix poate conduce punctual la rezultate bune, însă pe un domeniu

mai larg, corespunzător unei exploatări în teren, înrăutățește curgerea.

7.3. Direcții viitoare de cercetare

Cercetăriile viitoare asupra turbinelor transversale ar putea viza următoarele teme:

1. Efectuarea de studii experimentale pentru diverse unghiuri de înclinare a dispozitivului de

ghidare a apei, astfel încât să se identifice pentru fiecare set de parametrii hidraulici (cădere,

debit), valoarea la care se obține randamentul maxim.

2. Realizarea unui sistem care să poată modifica automat poziția unui dispozitiv de ghidare

plasat în interiorul rotorului.

3. Efectuarea de investigații experimentale și numerice asupra altor soluții constructive de

turbine transversale proiectate pentru căderi mici, prototipuri ce diferă prin unghiul constructiv δ al

paletei.

4. Studierea influenței unui element de reglare a debitului introdus în injectorul deschis al

turbinei de cădere mică asupra curgerii la intrarea apei în prima treaptă a paletajului rotoric.

5. Efectuarea de studii experimentale și numerice pentru a analiza dacă înclinarea

injectorului pe direcția canalului hidraulic poate conduce la diminuarea pierderilor de impactul apei

cu peretele frontal al injectorului.


___________________________________________________________________________

60

Lista de lucrări

Lucrări publicate în reviste

1. Popescu Constantin, (2013). Design and Manufacturing of a Low Head Banki Turbine. In

Applied Mechanics and Materials, vol. 371, pp. 672-676, Trans Tech Publications (ISI).

2. Popescu Daniela, Popescu Constantin, (2014). Experimental stand for tests on low head

cross flow turbines, Buletinul Institutului Politehnic Iaşi, Secţia Construcţii de Maşini, tomul LX

(LXIV), fascicola 3.

3. Popescu Constantin, Popescu Daniela, Ciobanu Bogdan, (2015). Mechanical Loading

System for Tests on Cross-Flow Turbines, Applied Mechanics and Materials, vol. 809-810, pp 664-

669.www.scientific.net/AMM.809-810.664. Lucrarea a fost prezentata la conferința internațională

IMANE2015 (EBSCO, Proquest, Scopus).

4. Popescu Daniela, Popescu Constantin, Dragomirescu Andrei, Bărglăzan Mircea (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

(Revistă ISI, factor impact 1,096). 5. Popescu Daniela, Popescu Constantin, Dragomirescu Andrei, (2017). Flow control in Banki

turbines, Energy Proceedia 136: 424-429 (Elsevier, ISI). 6. Popescu Daniela, Popescu Constantin, (2019). Optimized design of a hydro-solar off grid

electricity generation system, Buletinul Institutului Politehnic Iași. Secția Construcții de Mașini, volumul 65 (69), nr. 1.

Cerere brevet de invenție

1. Popescu Constantin, Popescu Daniela, (2015). Rotor de turbină cu dublu flux. cerere

OSIM nr. A100546/22.10.2015.

Conferințe

1. Popescu Daniela, Popescu Constantin, Bărglăzan Mircea, (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, (CIEM2015), 22-23 October 2015, Iași.

Abstract publicat în conference proceedings. Lucrarea în extenso prezentată la CIEM2015.

Cărți 1. Popescu Daniela, Popescu Constantin, Dragomirescu Andrei, Bărglăzan Mircea, Ciobanu

Bogdan, Drosescu Radu, Năstase Eugen Vlad, (2017). Ghid de utilizare a picoturbinei pentru căderi mici, Editura AGIR, ISBN 978-973-720-695-4.

Proiect de cercetare

1. Popescu Daniela, Dragomirescu Andrei, Popescu Constantin, Schiaua Mihai, Ciobanu

Bogdan, Drosescu Radu, Panaitescu Valeriu Neculai, Nastase Eugen Vlad, (2014). Turbine

hidraulice transversale pentru picosisteme bazate pe energii regenerabile, Cod proiect PN-II-PT-

PCCA-2013-4-1901, nr. 45/1.07.2014. Perioada 2014-2017. Vezi www.picoturb.tuiasi.ro.

http://www.picoturb.tuiasi.ro/


___________________________________________________________________________

61

Bibliografie selectivă

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. A.G.M.Michell. (1904). Australia Brevet nr. US760898. Adhikari, R., & Wood, D. (2018). The Design of High Efficiency Crossflow Hydro Turbines: A Review and Extension. Energies, 1 - 18. 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. Albertson, T. &. (1985). Ultra Low Head Small Hydro Power System Technology for Economic Development. Proceeding of an

International Conference on Hidropower. Las Vegas. Alcala&Kenyery. (1997). Experimental Study of Interior Deflector in Cross-Flow Turbines. European Conference on Turbomachinery

Fluids Dynamics and Thermodynamics. Belgium. 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. Arter, A., & Meier, U. (1990). Harnessing Power on a Small Scale. Hydraulics Engineering Manual. Switzerland: Swiss Center for

Appropiate Technology. Preluat pe 2015, de pe https://www.scribd.com/document/61453072/Runner-Calcs: Runner calcs

Aziz, D. &. (1994). Parametric Evaluation of Cross-Flow Turbine Performance. Journal of Energy Engineerring vol. 120, 17-34. Aziz, D. (1991). An Experimental Study of the Effect of Some Design Parameters in Cross_Flow Turbine Efficiency. Engineering

Report, Departament of Civil Engineering, Clemson University. 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. Aziz, N., & Desai, V. (1994). An experimental investigation of cross-flow turbine efficiency. Journal of Fluids Engineering, vol. 116,

545-550. Banki, D. (1922, November 28). US Brevet nr. US1436933. Banki, D. (1925, August 4). US Brevet nr. US1548341. Bărglăzan, A., Anton, I., Anton, V., & Preda, I. (1959). Încercările mașinilor hidraulice și pneumatice. București: Editura tehnică. Bărglăzan, M. (2001). Turbine hidraulice și transmisii hidrodinamice. Timișoara, România: Editura Politehnica. Bărglăzan, M. (2005). About Design Optimization of Cross-Flow Hidraulic Turbines. Scientific Bulletin of the ,,Politehnica” University

of Timișoara, Transactions on Mechanics, Tom 50, Fascicola2., pg. 24-28. 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. Caner , A., Mahmut F., A., Serdar, A., & Ebubekir, Y. (2008). Reponse Surface Modeling of a Small Crossflow Hydro Turbine Rotor.

The International Conference Hidroenergia 2008, (pg. 1-17). Slovenia. Cecil, J. (2001). CINK Victoria Project spol. s.r.o. . Tepla, Karlovarski kraj, Czech Reublic. Chappell. (1983). Recent DOE. Sponsored Hydropower Engineering Research (pg. Report.No.EGG-M-0298). Idaho Falls USA: Id

No.DE84000809. 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. Choi, S. &. (2012). Shape Effect of Nozzle and Draft Tube on the Performance and Internal Flow of Cross-Flow Hydro Turbine.

Journal of the Korean Society of Marine Engineering, Vol.36, 351-357. Choi, S.-W. S.-D. (2012). Shape Effectn of Inlet Nozzle and Draft Tube on the Performance and Internal flow of Cross-Flow Hydro

Turbine. Journal of the Korean Society of Marine Engineering Vol.36, 351-357. Choi, Y., Yoon, H., & Inagaki, M. (2010). Performance Improvement of a Cross-Flow Hydro Turbine by Air Layer Effect. in 25th IAHR

Symposium of Hydraulic Machinery and System . IOP Conference Series: Earth and Environmental Science 12. Choi, Y.-D., Lim, J.-I., & Lee, Y.-H. (2008). Performance and Internal Flow Characteristics of a Cross-Flow Hydro Turbine by the

Shapes of Nozzle and Runner Blade. Jurnal of Fluid Sience and Technology, 398-409. Cink Hydro Energy. (2017). Products. Pelton turbine. Preluat de pe http://cink-hydro-energy.com/ro/turbina-pelton/ Ciobanu, B. (2008). Turbomașini hidraulice – îndrumar de aplicații. Iași: Rotaprint. 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. 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

Croquer, S. D., Andrade, J., Clarembaux, J., Jeanty, F., & Asuaje, M. (2012). Use of CFD tools in internal deflector design for cross flow turbine efficiency improvment . Procedings of the ASME 2012 Fluids Engineering Summer Meeting. Puerto Rico, Rio Grande.

D. S. Benzon, G. A. Aggidis, & J. S. Anagnostopoulos. (2016). Development of the Turgo Impulse turbine: Past and present. Applied Energy 166, 1-18.

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

Densai&Aziz. (1994). An Experimental Investigation of Cross-Flow Turbine Efficiency. Journal of Fluids Engineering; United States vol.116, 545-550.


___________________________________________________________________________

62

Desai, A. &. (1991). An Experimental Study of the Effect of Some Design Parameters in Cross-Flow Turbine Efficiency. Engineering Report. Clemson University.

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. Desai, V., Aziz, N., & Fiuzat, A. (1993). Finding ways to Make Crossflow Turbines More Efficient. Hydro review, 130-135. 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. Egdar, P. P., Luiz, R. C., & Paulo, M. F. (2006). Instalacao de um tubo de succao numa turbina Michell-Banki para o aproveitamento

de pequenas quedas de agua. Revista Ciencia Exatas Taubate Vol.12, Nr.1, pg. 9-14. 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 Hydropower Stations OSSBERGER. Dresden, Weissenburg, Germany. Erdmannsdoerfer, H. (2001). Barrages - Small HydropowerStations. ICOLD- Annual Meeting. Dresden. European Comission. (2017). Directiva a PE și a CE privind promovarea utilizarii energiei din resurse regenerabile. Preluat de pe

https://ec.europa.eu/transparency/regdoc/rep/1/2016/RO/COM-2016-767-F1-RO-MAIN-PART-1.PDF Exarhu, M. (2006). Elemente privind hidrodinamica turbinei Banki. A patra conferință a hidroenergeticenilor din România, (p. S3L6).

București. Fiuzat. (1991). Power Autputs of Two Stages of Cross-Flow Turbine. Journal of Energy Engineering Vol.117, 57-70. 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. Fukutomi. (1991). A Numerical Method of Flow Through a Cross-Flow Runner. JSME International Journal. Series2, Fluids

Engineering Heat Transfer Power Combustion Termophysical properties, Vol34, 44-51. Fukutomi&Nakase. (1995). Unsteady Fluid Forces on a Blade in a Cross-Flow Turbine. JSME International Journal. Series B, Fluids

and Thermal Engineering vol.38, 404-410. 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. Gozard, D. (2016, Iunie 20). Great australians Anthony Michell. Greenbugenergy. (2019, mai 23). Greenbugenergy. Preluat de pe http://greenbugenergy.com/get-educated-knowledge/types-of-

turbines H, O. (2000). Efect of Interior Guide Tubes in Cross-Flow Turbine Runner on Turbine Performance. International Journal of Energy

Research, Vol.24., 953-964. Hannah , J., & Hiller, M. (1994). Applied Mechanics. LONGMAN. Haurissa, J., & Wahyudi, S. (2012). The Cross-Flow TurbineBehavior Towards the Turbine Rotation Quality, Efficiency, and

Generated Power. Journal of AppliedSciences Research, 448-453. Hecong. (2014). Microhydro Francis turbine. Preluat de pe http://www.nnjxhc.com/product/show_product.php?id=34 Hernandez Bazo, C. (Septembrie 1980). Dyseno y Estandarizacion de Turbinas Michell-Banki. Quito. Hothersall. (1984). Micro Hydro: Selection Criteria. International Water Power and Construction, (pg. 26-29). Hoța, I., Bejan, I., Zincescu, G., Dorn, W., & Mortoiu, M. (fără an). Microhidroagregate compacte în gama 10 ÷ 100 kW dezvoltate de

U.C.M. Reşiţa. A Patra Conferinţă 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. Joshi. (1995). Parametric Study on Performance of Cross-Flow Turbine. Journal of Energy Engineering, 2845. Kamaruzzaman, S., & Juhari, A. (fără an). Pico Hydro: Clean Power Form Small Streams. Proceedings of the 3rd WSEAS Int. Conf. on

RENEWABLE ENERGY SOURCES (pg. 414 - 419). Malaysia: ISBN: 978-960-474-093-2. Kenyery, F., & Alcala, J. (1997). Experimental Study of Interior Deflector in Cross-Flow Turbines. European Conference on

Turbomachinery Fluids Dinamics. Belgium. Khomsah, A., Sudjito, Wijono, & Laksono, A. (2019). Pico-hydro as A Renewable Energy: Local Natural Resources and Equipament

Aviability in Efforts to Generate Electricity. The 1 st International Conference on Advanced Engineering and Technology. Indonesia: IOP Publishing.

Khosrowpanah. (1984). Historical Overview of Cross-Flow Turbine. International Water Power and Dam Construction Vol. 36, 38. Khosrowpanah, S., Fiuzat, A., & Albertson, M. (1988). Experimental Study of Cross Flow Turbine. Journal of Hydraulic Engineering,

vol.114, No. 3, 299-314.


___________________________________________________________________________

63

Kitahora , T., & Kurokawa, j. (1993). Consideration on Effective Head in Cross-Flow Water Turbine. The 4th Asian International Conference on Fluid Machinery (pg. 367-372). Suzhou: China.

Kokubu, K., Kanemoto, T., & Yamasaky, K. (2013). Guide Vane with Current Plate to Improve Efficiency of Cross Flow Turbine. Open Journal of Fluid Dynamics, 28-35.

Kokubu, K., Kanemoto, T., Son, S., & Choi, Y. (2012). Performance Improvement of a Micro Eco Cross-Flow Hydro Turbine. Journal of Korean Society of Marine Engineering Vol. 36,, 902-909.

Kokubu, K., Yamasaki, K., Honda, H., & Kanemoto, T. (2012). Effect of inner guide on performances of cross flow turbine. 26th IAHR Symposium on Hydraulic Machinery and Systems IOP Conf. Series: Earth and Enviromental Sience 15 (2012) . Beijing: China.

Kraus, K. (2014). Germany Brevet nr. EP2811155 A1. Kuenzel, M. (01.09.1923). Germany Brevet nr. K0084472. Labate, V. (2019). Ancient history encyclopedia. Preluat de pe https://www.ancient.eu/article/907/roman-mills/ Lai, J.-Y. (2018). Taiwan Brevet nr. US10041468B2. Luis, S. P., Juan Diego, P. R., & Carolina, M. H. (2013). Construction and Performance Evaluation of a Michaell-Banki Turbine

Prototype. The Frist LACCEI International Symposium on MEGA and Micro Sustainable Energy Projects. Cancun Mexico. Lupșiasca, C. L. (2010). Cercetări privind morile cu ciutură din zona Dunării din perspectiva limbajului popular 1. România . Marchegiani. (1992, November). Unidad 6 turbina de flujo transversal o michell banki. Preluat pe 2012, de pe

https://luiscalderonf.files.wordpress.com/.../turbina-m-banki.... Meier, U. (1985). Experience With Micro-Hydro Technology. În U. Meier, Experience With Micro-Hydro Technology (p. 171). 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., & Merryfield, 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, Bucureşt. Nakase, Y., & Fukutomi, J. (1982). A Study of Cross-Flow Turbine: Effects of Nozzle Shape on its Performance. ASME Conference on

Small Hydro Power Fluid Machinery. NARO. (2013, Decembrie 25). Japanese Institute Develops New Water Wheel to Generate Power from Low Gradient Flow. Preluat

de pe Japan for Sustenability. Policy/ Systems Technology: https://www.japanfs.org/en/news/archives/news_id034549.html

New, D. (2004, October/November). Intro to hydropower. System overview. Home power magazine, nr. 103, pg. 14-20. Olgun. (1992). A Study of Cross Flow Turbine-Effects of Turbine Design Parameters on its Performance. Second World-Renewable

Congress, (pg. 2834-2838). UK. Olgun. (2000). Effect of interior guide tubes in cross-flow turbine runner on turbine performance. International journal of energy

research vol.24, 953-964. Olgun, H. (1998). Investigation of the Performance of a Cross Flow Turbine,. International Journal of Energy Research, vol.22, 953-

964. Olgun, H. (2000). Effect of Interior Guide Tubes in Cross-Flow Turbine Runner on Turbine Performance. International Journal of

Energy Research Vol.24., 953-964. Oprina, G., Nedelcu, A., Nicolae, S., Popescu, M., & Mihaescu, M. (2012). Micro-hidrocentrale cu puteri ≤ 100kW. Revista Energetica

nr.10, 412-416. Ortiz, & Ramiro. (2001). Pequenas Centrales Hidroelectricas. Bogota, Columbia: Nomos S.A. 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. (2019, mai 23). Ossberger Company. Preluat de pe https://ossberger.de/en/hydropower-technology/ Ossberger, F. (1922). Germany Brevet nr. 361593. Ossberger, K. (1986). US Brevet nr. 4579506. Ossberger, K. F. (1986). Brevet nr. US457950A. Ott, C. (1989). Desing and Efficiency Testing of a Cross Flow Turbine. Proceedings of the International Conferince on Hydropower

1989, vol.3., (pg. 1534-1543). Paish, O. (2002). Small hydro power: technology and current status. Renewable and Sustainable Energy Reviews,, 537–556. Panasyuk, A., Tokombaev, K., & Shainova, G. (1987). Small Hydroelectric Stations and Prospects of Their Development.

Hydroelectrical Construction vol. 21, 366-373. 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.

Penche, C. (1998). Manual de Pequena Hidraulica. În C. Penche, Direccion General de Energia (DGXVII). Bruselas Belgica: European Small Hydropower Association. Preluat de pe World Wide Web http://europa.eu.int/en/comm/dg17/dg17home.htm.

Pereira. (1996). International Journal of Mechanical Sciences Vol.38, 283-302. 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.


___________________________________________________________________________

64

Pomoja, F. (2012). Contribuții privind îmbunătățirea performanțelor tehnice ale turbinei cu flux transversal cu puterea maximă de 8,25 kW. Reșița: Universitatea ”Eftimie Murgu” din Reșița.

Popescu D., Popescu C., & Dragomirescu A. (2017). Flow control in Banki turbines. Energy Proceedia 136, 424-429. 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. (2015, 10 22). România Brevet nr. Cerere OSIM nr. A100546. 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. (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., & 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., Dragomirescu, A., Popescu, C., Schiaua, M., Ciobanu, B., Drosescu, R., . . . Nastase, E. (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.

Popescu, D., Popescu, C., Dragomirescu, A., Bărglăzan, M., Ciobanu, B., Drosescu, R., & Năstase, E. (2017). Ghid de utilizare a picoturbinei pentru căderi mici. București: AGIR.

PowerPal. (2017). PowerPal low head. Preluat de pe http://www.powerpal.com/lowhead.html Practicas, S. (2009). http://www.solucionespracticas.org.pe/ficha-tecnica-n2-turbina-michell-banki. Preluat de pe

http://hubenergetico.com/soluciones-practicas/ficha-tecnica-n2-turbina-michell-banki/: http://www.solucionespracticas.org.pe/ficha-tecnica-n2-turbina-michell-banki

R., H. (1984). Micro Hidro: Turbine Selection Criteria . International Water Power and Dam Construction, 26-29. Reddy, & Seshadri. (1996). Effect of Draft Tube on the Performance of a Cross-Flow Turbine. Energy Sources, PartA: Recovery,

Utilization and Environmental Effects, 143-149. 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 Smith. (1985). Hydropower Development in Remote Locations of Developing Countries. Conference Proceedings, American Physical

Society (p. p.497). Washington, DC, United States: American Institute of Physics. 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 recepţie efectuate pe maşină reală, pentru determinarea performanţelor hidraulice ale

turbinelor hidraulice, pompelor de acumulare şi 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. The power of water. (2019). Preluat de pe forteachersforstudents.com.au:

https://www.forteachersforstudents.com.au/site/themed-curriculum/water-power/facts/ Tongoco. (1988, July). Field Testing of a Crossflow Water Turbine. Stillwater, Oklahoma State University, USA. 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. Preluat de pe https://www.researchgate.net/publication/275462399_Obzor_na_dvukratni_vodni_turbini_Overview_of_the_Cross_Flow_Water_Turbines

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. Universitatea Tehnică Gheorghe Asachi. (2019). Preluat de pe proiectul POSCCE-A2-O2.2.1-2009-4, ID911 ”Dezvoltarea platformei

de cercetare pentru energie eficientă și durabilă ENERED- ID 911. Manager de proiect : prof. dr. ing. Nicolae Seghedin:


___________________________________________________________________________

65

https://erris.gov.ro/index.php?&cfFId=868&sm=&ddpN=1693097241&we=d3cdf3482aed0446e2532b946e1769a8&wf=dGFCall&wtok=&wtkps=S7QytqoutjK1Uiovyc4pVrL2sy4GCikVZ6YoAVkmhlZKhqn56RbmpXm5mQWFxXnlFeVpOcmVRilGibqGKckmKaZGuoYVxgZ5qXkgDUZAg1JBptQCAA==&wchk=77fc480b795c

Uploaders, S. (2012). Water wheels. Houston, Texas: Rice University. V., J. C. (1995). Parametric Study on Performance of Cross-Flow Turbine. Journal of Energy Engineering Vol.121, 2845. 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. Van Dixhorn, M. (1984). Experimental Determination of Blade Forces in a Cross-Flow Turbine. Small Hydro Power Machinery ASME,

(pg. 67-75). New Orleans. 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 Widmer, R., Arter, A., & Eisenring, M. (1993). Hydraulic Engineering Manual. Volume 4: Cross Flow Turbine Fabrication. St. Gallen,

Switzerland: Swiss Center for Development Cooperation in Technology and Management (SKAT). Yhon , C. C., Mario , C. V., Diego, H. Z., Jorge, S. D., & Sebastian, V. G. (2017). Influence of the Number of Blades in the Generated by

a Michell Banki Turbine. International Journal of Renewable Energy Research Vol.7, No.4, 2017. 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.

Documents

CERCETĂRI TEORETICE ȘI EXPERIMENTALE PRIVIND ... Rezumat teza final.pdfun dispozitiv de ghidare a apei pe arborele turbinei, curbele de randament și putere în funcție de turație