anexa nr. 13 la contract nr. 14 n/2016 contractor : incdie ... · energiei cinetice a curenţilor...

Anexa nr. 13 la Contract nr. 14 N/2016 Contractor : INCDIE ICPE-CA Cod fiscal : RO13827850

RAPORT ANUAL DE ACTIVITATE privind desfăşurarea programului nucleu

(Inginerie electrica pentru cresterea competitivitatii economiei romanesti, prin inovare "EFICIENT" cod PN 16 11/2016)

anul 2017

Durata programului: 2 ani Data începerii: 2016 Data finalizării: 2017 1.Scopul programului: Dezvoltare de sisteme, echipamente, dispozitive si materiale specifice ingineriei electrice pentru cresterea competitivitatii economiei romanesti prin inovare. 2.Modul de derulare al programului:

2.1. Descrierea activităţilor (utilizând şi informaţiile din rapoartele de fază, Anexa nr. 9) PN 1611 0101: SOLUȚII INOVATIVE DE ROTOARE EOLIENE PENTRU CRESTEREA EFICIENTEI ENERGETICE DEZVOLTATE PRIN MODELARE LA SCARA REDUSA.

În vederea atingerii obiectivului proiectului, în cadrul fazei I de cercetare (Elaborare proiect și realizare ME cu turbine contrarotitoare cu distanţă reglabilă între rotoare, de putere 50...70W la v=10 m/s) s-a urmărit îndeplinirea a două obiective principale, cu scopul final de a permite identificarea soluţiei constructive și a variantei de funcţionare care conferă cel mai bun randament de conversie a energiei vântului în energie electrică. Primul obiectiv principal este reprezentat de proiectarea unui sistem de turbine eoliene contrarotitoare cu distanţă reglabilă între rotoare. Proiectarea a vizat, în special, stabilirea unor distanţe de montaj dm, incrementate cu Δdm și s-a realizat ţinând cont de:

concluziile extrase în urma studiului cercetărilor teoretice și experimentale în domeniu, raportate în literatura de specialitate,

caracteristicile modelelor experimentale de turbine eoliene individuale proiectate, realizate și caracterizate în fazele anterioare ale proiectului,

de dimensiunile și caracteristicile tunelului aerodinamic al INCDIE ICPE-CA și aparatura de măsură și control cu care acesta este dotat.

Cel de al doilea obiectiv principal este reprezentat de realizarea sistemului de turbine eoliene contrarotitoare cu distanţă reglabilă între rotoare. În acest scop:

s-a ţinut cont de perechile de turbine amonte/aval care să intre în componenţa sistemului contrarotitor și care să corespundă restricţiilor impuse prin proiect: raportul diametrelor d/D=(1:1,05;1:1,4) și puterea estimată în intervalul 50...70 W pentru o viteză a vântului de 10 m/s;

s-a realizat un sistem care să permită amplasarea rotoarelor la distanţele stabilite prin proiect, s-a realizat un sistem de măsură și control care integrează echipamentele din dotare și care permite testarea

sistemului contrarotativ - funcţionarea simultană, în contrarotaţie, a perechilor de rotoare eoliene. Pentru determinarea stadiului dezvoltării și a rezultatelor cercetărilor teoretice și experimentale obţinute în studiul sistemelor contrarotitoare de turbine eoliene, s-a analizat o serie de articole publicate în domeniu. Astfel, studiul efectuat, susţinut de 45 de referinţe bibliografice, a privit investigarea bazelor teoretice ale sistemelor eoliene contrarotitoare și a metodelor de investigare a performanţelor acestora. Ca urmare a studiului bibliografic s-a constatat că s-a efectuat o serie de studii vizând fie determinarea influenţei unui număr limitat de parametri asupra performanţei unui sistem eolian contrarotativ, fie a unui număr

2

mai mare de parametri. Cu toate că în studiile analizate se regăsesc o serie de rezultate valoroase, având în vedere că eficienţa sistemelor contrarotative depinde de o multitudione de parametri (precum tipul profilului aerodinamic, soliditatea celor două rotoare, aria măturată de fiecare dintre acestea, raportul dintre diametrul rotorului amonte și cel al rotorului aval, distanţa dintre rotoare, sistemul de transmitere a mișcării de la rotoare la generator/generatoare), există încă necesitatea efectuării de studii extensive asupra acestui sistem de conversie a energiei cinetice a curenţilor de aer. De asemenea, sistemele de turbine eoliene contrarotative trebuie să își demonstreze fiabilitatea în condiţii reale de operare. Însă, studiile efectuate în ultimii ani au demonstrat avantajele acestor sisteme. Astfel, puterea suplimentară datortă celui de al doilea rotor, fie că este mai mare sau mai mic decât primul rotor, este certă, chiar dacă aportul său la puterea totală a sistemului variază de la un studiu la altul. În ceea ce privește distanţa dintre rotoare, ca o concluzie generală, se desprinde faptul că sunt de evitat distanţe de amplasare mai mici de 50% din diametrul rotorului amonte deoarece acestea nu conduc la creșterea eficienţei totale a sistemului. Mai mult, în cazul unei distanţe axiale de 44%, puterea obţinută de către sistemul contrarotativ este mai mică decât puterea unei singure turbine. În consecinţă, în proiectarea microaerogeneratorului cu modele experimentale de turbine contrarotitoare cu distanţă reglabilă între rotoare, acestea se vor amplasa la distanţe mai mari de 50% din diametrul rotorului amonte. În scopul determinării distanţei axiale între rotoare la care puterea sistemului contrarotativ este maximă, este necesară trasarea unei curbe de variaţie a puterii cu turaţia/rapiditatea la diferite distanţe. Astfel, în proiectarea sistemului de reglare a distanţei dintre rotoare se vor prevedea câte 3 distanţe diferite, în intervalul 50% ÷ 100% din diametrul rotorului amonte, pentru fiecare sistem contrarotativ. Tema de proiect ME cu turbine contrarotitoare. Se vor proiecta modelele de microaerogeneratoare cu turbine contrarotative prin integrare cu echipamentele existente (tunelul aerodinamic și cele două sisteme de încărcare în sarcină și de măsurare a parametrilor) după cum urmează: 1. Dispozitiv suport cu braţ de susţinere vertical pentru ansamblul cilindric independent (cu capăt de arbore pentru turbină și dotat cu frână electromagnetică și traductori de cuplu și turaţie) și sistem de ancorare pe un dispozitiv tip tijă orizontală de ancorare. Dispozitivul va cuprinde suportul efectiv de prindere a ansamblului cilindric. Înălţimea dispozitivului suport va fi în concordanţă cu înălţimea de amplasare a turbinei amonte în tunelul aerodinamic. 2. Dispozitivul tijă orizontală cu perforaţii pentru montarea braţului de susţinere la distanţa dorită între cele două turbine, amonte și aval. Acest dispozitiv se va ancora de tubul vertical de susţinere a turbinei aval (echipat cu frână electromagnetică și traductori de cuplu și turaţie) din dotarea tunelului aerodinamic. Dispozitivul va permite amplasarea în tandem a turbinelor amonte și aval la distanţele de montaj dm cuprinse între 262 mm și 586 mm. 3. Piese de adaptare, dacă este cazul, a turbinelor la capetele de arbore ale echipamentelor de măsură și control amonte și aval. Având în vedere că tunelul aerodinamic este dotat cu un singur dispozitiv de susţinere și testare a unei turbine eoliene, este necesară proiectarea și realizarea unui al doilea sistem de susţinere și caracterizare a celei de a doua turbine din cadrul sistemului contrarotitor. În plus, în vederea testării tandemului contrarotitor la diferite distanţe între cele două rotoare, a fost necesară proiectarea și realizarea unei tije cu perforaţii ancorată atât de turnul de susţinere a turbinei aval, cât și de braţul de susţinere a turbinei amonte. Pentru fixarea și rigidizarea întregului montaj și pentru minimizarea vibraţiilor în funcţionare, având în vedere că turbinele eoliene operează la cca. 800 - 1100 rpm, a fost necesară proiectarea și realizarea unei plăci cu ajutorul căreia tija cu perforaţii să se prindă într-o structură tip sandwich de placa inferioară a camerei de testare a tunelului. În figura 1 se prezintă ansamblul modelului experimental de aerogenerator cu turbine contrarotitoare și cu distanţă reglabilă între rotoare și putere estimată în intervalul 50...70 W pentru o viteză a vântului de 10 m/s, conţinând suportul pentru sistemul de frânare cu traductor de cuplu și turaţie, sistemul de frânare cu traductor de cuplu și turaţie, tija orizontală perforată pentru braţul de susţinere a turbinei amonte.

3

Fig. 1. Ansamblul modelului experimental de aerogenerator cu turbine contrarotitoare și cu distanţă reglabilă între

rotoare și putere estimată în intervalul 50...70 W pentru o viteză a vântului de 10 m/s În vederea realizării modelelor experimentale de microaerogeneratoare cu turbine contrarotitoare cu distanţă reglabilă între rotoare s-a procedat după cum urmează: a) s-au analizat echipamentele aflate în dotarea tunelului aerodinamic, care pot fi integrate sau modificate

astfel încât să fie incluse în sistemul eolian contrarotativ. Astfel, s-a constatat că turnul vertical cu înălțime reglabilă,

prevăzut cu un subansamblu cu pinioane pentru schimbarea cu 90º a direcției de amplasare a arborelui rotativ,

precum și cu dispozitive de încărcare în sarcină cu frână electromagnetică și de măsurare a cuplului și turaţiei la arbore poate fi utilizat pentru susţinea rotorului aval al sistemului contrarotativ. De asemenea, dintre cele 4 modele experimentale de turbine eoliene realizate în faza anterioară, s-au selectat cele 3 modele cu puteri individuale mai mari de 20 W la o viteză a vântului de 10 m/s și care, în tandem contrarotitor, pot produce puteri în intervalul 50...70 W la aceeași viteză a vântului; b) s-au proiectat și realizat:

piese de adaptare a echipamentelor existente, un braţ de susţinere a turbinei amonte, un dispozitiv tijă orizontală cu perforaţii pentru montarea braţului de susţinere la distanţa dorită între

cele două turbine, amonte și aval. Acest dispozitiv se va ancora de tubul vertical de susţinere a turbinei aval (echipat cu frână electromagnetică și traductori de cuplu și turaţie) din dotarea tunelului aerodinamic;

c) s-au efectuat teste preliminare ale întregului ansamblu în vederea verificării funcţionării în condiţiile impuse de proiect. Conform proiectului, s-au realizat 3 configuraţii de modele experimentale de microaerogeneratoare cu turbine contrarotitoare cu distanţă reglabilă între rotoare. Sistemul eolian contrarotativ are în componenţă următoarele:

o turbină amonte, amplasată pe un braţ de susţinere vertical pentru ansamblul cilindric independent (cu capăt de arbore pentru turbină și dotat cu frână electromagnetică și traductori de cuplu și turaţie) și sistem de ancorare pe un dispozitiv tip tijă orizontală cu perforaţii, pentru a permite fixarea la diferite distanţe. Pe braţul de susţinere este integrat un sistem de achiziţie a datelor compus din traductor de cuplu și frână pe bază de curenţi turbionari (fig. 2). Frâna, model FAT 20, este produsă de Mobac Gmbh și traductorul de cuplu, model DR 2335, este produs de Lorenz Messtechnik Gmbh. Ambele dispozitive sunt dimensionate pentru testarea unor turbine axiale cu un cuplu maxim de 2 Nm.

o turbină aval, amplasată pe un turn vertical (fig. 3) cu înălțime reglabilă în secțiunea utilă a tunelului, prevăzut cu un subansamblu cu pinioane pentru schimbarea cu 90º a direcției de amplasare a arborelui

rotativ. Frâna cu curenți turbionari existentă în tunelul aerodinamic, înglobată în turnul de susținere a turbinei aval este tip FVRAT 350, cu un cuplu minim de 0,2 Nm, un cuplu maxim de 35 Nm și este produsă de Mobac GmbH. Traductorul de cuplu, model T20WN, produs de Hottinger Baldwin Messtechnik GmbH, poate măsura un cuplu maxim de 20 Nm. Având în vedere că această frână are un interval de măsură

4

supradimensionat pentru modelele de turbine eoliene realizate în cadrul proiectului, s-a decis dezasamblarea turnului de susţinere și înlocuirea frânei FVRAT 350 cu frâna FRAT 50, produsă tot de Mobac GmbH, de cuplu maxim 5 Nm. Pentru montarea frânei corespunzătoare testelor ce urmează a fi efectuate în etapa următoare a proiectului, a fost necesară realizarea unei piese de adaptare (flanșă).

Se precizează faptul că turbina amonte este reprezentată de rotorul cu diametrul de 524 mm, respectiv de 586 mm, iar turbina aval de rotorul cu diametrul de 586 mm, respectiv de 620 mm.

Fig. 2. Sistem de achiziţie a datelor pentru turbina amonte

Fig. 3. Sistem de achiziţie a datelor pentru turbina aval. 1. Angrenaj conic; 2. Corp balanţă aerodinamică; 3. Cuplaj elastic superior; 4. Traductor cuplu și turaţie; 5. Cuplaj

elastic inferior; 6. Traductor forţe/momente; 7. Pilon/turn

În vederea verificării funcţionării sistemului proiectat și realizat în cazul operării în tandem contrarotativ, s-au montat:

Turbina amonte cu diametrul de 586 mm cu palele așezate la un unghi de 25°, cu încărcarea realizată cu ajutorul frânei cu cuplu maxim de 2 Nm;

Turbina aval cu diametrul de 620 mm cu palele așezate la un unghi de 20°, cu încărcarea realizată cu ajutorul frânei cu cuplu maxim de 35 Nm.

Fig. 4. Testarea rotorului cu diametrul de 524 mm utilizând pentru încarcare frâna cu cuplul maxim de 2 Nm

Ca urmare a efectuării testelor preliminare s-au constatat următoarele:

- Turbina aval pornește greu, în condiţii în care turbina amonte nu se află în punctul maxim de funcţionare; în plus, în vederea diminuării vitezei de pronire a celei de a doua turbine a sistemului contrarotativ, este necesară schimbarea frânei existente cu una cu un cuplu maxim redus faţă de cel existent;

5

- Echilibrul în funcţionarea celor două turbine este dinamic și relativ instabil, având în vedere că cele două turbine se influenţează reciproc.

Astfel, s-a decis înlocuirea frânei de 35 Nm cu o frână de 5 Nm. În acest scop, s-a dezasamblat turnul de susţinere, s-a eliminat frâna FVRAT 350 și s-a executat o flanșă pentru asigurarea montajului frânei FRAT 50, de cuplu maxim 5 Nm.

Tabelul 1. Teste preliminare ale rotoarelor sistemului contrarotativ utilizând frâna cu cuplu maxim de 2 Nm

Nr. crt.

Diametru rotor

Viteza de pornire a

turbinei [m/s]

Viteza vântului

[m/s]

Unghi de așezare al palelor [º]

Puterea maximă *W+

Turaţia maximă

[rpm]

1 524 4,1 10 25 18 778

2 524 4,8 10 22 29 964

3 524 5,5 10,1 20 31,5 1050

4 620 3,8 10 25 – –

5 586 4,35 10,1 20 – –

În urma efectuării testelor preliminare s-a constatat că modelele experimentale sunt realizate și funcţionează în conformitate cu cerinţele proiectului.

Fig. 5. Verificarea funcţionării modelului experimental de microaerogeneratorcu turbine eoliene

contrarotitoare cu distanţă reglabilă între rotoare În vederea atingerii obiectivului proiectului, în cadrul fazei a II-a de cercetare (Experimentare ME cu distanţă reglabilă între rotoare, de putere 50...70W la v=10 m/s. Analiza rezultatelor experimentale și a condiţiilor de transpunere a acestora la scară) s-a urmărit îndeplinirea a două obiective principale, cu scopul final de a permite identificarea soluţiei constructive și a variantei de funcţionare care conferă cea mai mare eficienţă energetică, respectiv cel mai bun randament de conversie a energiei vântului în energie electrică. Primul obiectiv principal a fost reprezentat de experimentarea modelelor experimentale de turbine eoliene contrarotitoare cu distanţă reglabilă între rotoare. Testarea modelelor experimentale a vizat determinarea caracteristicilor puterii și momentului în funcţie de turaţie, P =f(n) și M =f(n), pentru fiecare distanţă de montaj realizată. Cel de al doilea obiectiv principal a fost reprezentat de analiza rezultatelor experimentale și a condiţiilor de transpunere a acestora la scară. Experimentare ME cu distanţă reglabilă între rotoare, de putere 50...70W la v=10 m/s Având în vedere că în cadrul anului 2016 s-au realizat calcule și teste preliminare privind funcţionarea modelelor de turbine eolieneîn contrarotaţie, în cadrul anului 2017 s-au realizat măsurători multiple pentru stabilirea și verificarea unor parametri constructivi și de funcţionare. Astfel, pentru îndeplinirea primului obiectiv al anului 2017 s-a procedat după cum urmează:

S-au selectat perechile de turbine amonte/aval care intră în componenţa sistemului contrarotitor, astfel încât să corespundă restricţiilor impuse prin proiect: raportul diametrelor Dam/Dav=(1:1,05;1:1,4) și puterea estimată în intervalul 50...70 W pentru o viteză a vântului de 10 m/s;

6

S-au montat rotoarele eoliene la diferite distanţe relevante pentru scopul testării, utilizând sistemul de amplasare realizat în etapa anterioară a proiectului;

S-au testat sistemele de turbine contrarotitoare pentru fiecare distanţă stabilită utilizând sistemul de măsură și control adaptat în faza anterioară scopului experimentării;

S-au evaluat rezultatele preliminare și, dacă s-a considerat necesar, s-a repetat procedura de testare în vederea verificării repetabilităţii rezultatelor;

S-au trasat curbele P =f(n) și M =f(n) pentru fiecare distanţă și pereche de rotoare supusă testării; S-au analizat familiile de curbe și s-a determinăatdistanţa de montaj care conferă cea mai mare eficienţă

energetică a sistemului eolian. Pentru îndeplinirea celui de al doilea obiectiv al anului 2017 s-a procedat după cum urmează:

S-a analizat literatura de specialitate în vederea determinării stadiului actual al cercetărilor privind condiţii/modalităţi de transpunere la scară a rezultatelor/performanţelor turbinelor eoliene;

S-au inventariat măsurătorile realizate pe parcursul proiectului pentru modelele experimentale de turbine (individuale) realizate;

S-au analizat rezultatele obţinute ca urmare a realizării testărilor modelelor experimentale; S-a trasat o curbă de estimare a puterilor maxime care se pot obţine de turbine eoliene cu 3 pale, cu profil

NACA 4412 și coardă constantă, în funcţie de rapiditatea turbinei. Prin realizarea acestor obiective se determină soluţia constructivă care conduce la creșterea eficienţei energetice a sistemelor de turbine eoliene contrarotative. În conformitate cu primul obiectiv al etapei de cercetare, în vederea experimentării modelelor experimentale (ME) de turbine eoliene contrarotitoare cu distanţă reglabilă între rotoare, respectiv a stabilirii unei distanţe de montaj dm care conferă cea mai mare putere extrasă din energia curentului de aer, s-au determinat din nou, în condiţii controlate (temperatura și presiunea aerului, unghiul de așezare al palelor, utilizare pentru încărcare a unei frâne cu pulberi electromagnetice de cuplu maxim 2 Nm, respectiv 5 Nm – faţă de anul anterior, când s-a utilizat o frână de cuplu maxim 35 Nm) caracteristicile geometrice și funcţionale ale modelelor experimentale de turbine eoliene individuale realizate.

Fig. 6. Variaţia puterii în funcţie de turaţie pentru cele 3 modele experimentale de turbine eoliene individuale

selectate

În concordanţă cu studiile din literatura de specialitate și cu cele realizate în etapele anterioare ale

proiectului, în cadrul sistemului eolian contrarotativ cu distanţă reglabilă între rotoare s-a considerat turbină aval turbina cu diametru mai mare și cu palele proiectate și realizate "în oglindă" faţă de palele turbinelor amonte, cu diametru mai mic. Astfel, se precizează faptul că turbina amonte este reprezentată de rotorul cu diametrul de 524 mm, respectiv de 586 mm, iar turbina aval de rotorul cu diametrul de 620 mm.

Configuraţia sistemului eolian contrarotativ cu distanţă reglabilă între rotoare și detalii privind condiţiile de experimentare a acestuia sunt prezentate în tabelul 2.

7

Tabelul 2. Detalii geometrice și condiţii de experimentare a sistemului eolian contrarotativ

Nr. crt.

Diametru rotor [mm]

Unghi de așezare a palelor [ᵒ+

Poziţie de amplasare [–]

Distanţă de montaj dm [mm]

Distanţă raportată la diametrul rotorului amonte

1 620 20 aval 0 (turbină fixă) –

2 586 25 amonte 650; 480; 330 1,109; 0,819; 0,563

3 524 25 amonte 650; 480; 330 1,240; 0,916; 0,629

În ceea ce privește distanţa dintre rotoare, ca o concluzie generală a literaturii de specialitate, se desprinde

faptul că sunt de evitat distanţe de amplasare mai mici de 50% din diametrul rotorului amonte deoarece acestea nu conduc la creșterea eficienţei totale a sistemului. În urma testelor preliminare s-au constatat următoarele:

Cu cât scade unghiul de așezare, cu atât cresc: - viteza de pornire, - puterea turbinei, - turaţia turbinei.

Cele mai bune rezultate ale testării se obţin atunci când: - rotoarele "împart" puterea totală (nu când primul rotor extrage o putere maximă din vânt), - cele două rotoare funcţionează în echilibru dinamic, având fiecare în parte o putere mai mică decât puterea maximă, dar cât mai apropiată de aceasta, - după realizarea echilibrului dinamic se frânează/încarcă progresiv turbina aval, până la oprirea acesteia (oprirea tubinei indică atingerea puterii maxime pe care aceasta o poate dezvolta; în acest moment, crește foarte rapid turaţia turbinei amonte).

Fig. 7. Cele 3 poziţii de montaj și testare a ME de turbine eoliene contrrarotitoare

În funcţionare, cele două turbine se influenţează reciproc; mai exact, nu doar funcţionarea turbinei amonte, care preia o mare parte din energia cinetică a curentului de aer, influenţează funcţionarea turbinei aval (acesteia rămânându-i o viteză de 1/3 din viteza disponibilă în cazul turbinei amonte), ci și viceversa. Astfel, dacă în timpul testării, în vederea atingerii echilibrului dinamic în funcţionare se menţine frânată turbina amonte și turbina aval funcţionează la puterea maximă (turaţia maximă) sau în jurul acesteia, atunci turbina amonte nu pornește sau pornește foarte greu. Cel mai probabil, acest fapt are loc din cauza modificării liniilor de curent din tubul de aer aflat în imediata vecinătate amonte a rotorului aval. Ca urmare a concluziilor testelor preliminare efectuate, precum și a celor extrase din studiile din literatură, în

cadrul experimentării ME cu distanţă reglabilă între rotoare s-a ales un unghi de așezare de 20ᵒ pentru rotorul aval, respectiv de 25ᵒ pentru rotoarele amonte.

8

Fig. 8. Funcţionarea ME de turbină eoliană contrarotitoare cu distanța de 330 mm între rotoarele cu diametrul de 620

mm, respectiv 586 mm

Fig. 9. Funcţionarea ME de turbină eoliană contrarotitoare cu dm= 650 mm între rotoarele cu diametrul de 620 mm,

respectiv 524 mm

Fig. 10. Variaţia puterii totale a ME de turbină eoliană contrarotativă în funcţie de turaţia totală a sistemului format din rotorul

aval de 620 mm diametru și rotorul amonte de 586 mm diametru la diferite distanţe de montaj

Fig. 11. Variaţia Ptot a ME de turbină eoliană contrarotativă în funcţie de turaţia totală a sistemului format din rotorul aval de 620

mm diametru și rotorul amonte de 524 mm diametru la diferite distanţe de montaj

Fig. 12. Variaţia comparativă a puterii totale a ME de turbină eoliană contrarotativă în funcţie de turaţia totală și diferite distanţe

de montaj pentru cele 2 sisteme eoliene contrarotative testate

9

Tabelul 3. Puterea sistemului contrarotativ în comparaţie cu puterea unei singure turbine (turbina amonte) la viteza vântului de 10 m/s pentru diferite configuraţii și distanţe de montaj între rotoare

Nr. crt. Sistem contrarotativ dm [mm] dm/Dam [–] Pam [W] Ptot [W] [%]

1 620mm+586mm 330 0,563 41 48,7 18,78

2 620mm+586mm 480 0,819 41 54,3 32,44

3 620mm+586mm 650 1,109 41 57 39,02

4 620mm+524mm 330 0,629 35 42,6 21,71

5 620mm+524mm 480 0,916 35 47 34,29

6 620mm+524mm 650 1,240 35 52,2 49,14

Analiza rezultatelor experimentale și a condiţiilor de transpunere a acestora la scară În vederea transpunerii la scară a rezultatelor obţinute la experimentarea turbinelor eoliene, este necesară îndeplinirea a cel puţin unei condiţii de similitudine, fie totale, fie doar pentru o componentă a sistemului. Două turbine eoliene – model și prototip/natură, respectiv turbina supusă studiului și model – se pot afla în similitudine geometrică, cinematică și dinamică. Pentru a fi în similitudine cinematică, turbinele trebuie să fie deja în similitudine geometrică, respectiv pentru a fi în similitudine dinamică, cele două turbine trebuie să respecte deja similitudinea cinematică. Pentru ca două turbine să fie caracterizate de similitudine geometrică trebuie ca rapoartele secţiunilor omoloage să fie constante: DB/DA=hg (1) În plus, pentru a avea similitudine geometrică între perechile de turbine, trebuie ca toate unghiurile să se conserve și să se păstreze direcţia curgerii. Mai exact, unghiul de atac al modelului trebuie să fie egal cu cel al turbinei supuse studiului. Pentru a obţine similitudinea cinematică, triunghiurile de viteze în secţiunile omoloage ar trebui să fie similare geometric. Toate vitezele omoloage trebuie să fie reduse la scară cu același coeficient de similitudine cinematică, hc. Pentru a avea similitudine dinamică între două rotoare, trebuie ca CL și CD, respectiv coeficientul de portanţă și cel de rezistenţă la înainare, să fie egali în secţiuni omoloage. Pentru orice tip de profil, în secţiuni omoloage, coeficienţii CL și CD sunt în funcţie de numărul Reynolds și de unghiul de atac. De aceea, pentru ca acești coficienţi să fie egali în secţiuni omoloage, trebuie ca numerel Re și unghiurile de atac să fie egale. Pentru ca două turbine eoliene funcţionând la aceeași presiune și temperatură să se afle într-o relaţie de similitudine, trebuie ca secţiunile omoloage să aibă același profil și același unghi de torsadare. Realizarea simultană a tuturor condiţiilor care asigură toate cele 3 tipuri de similitudine conduce la situaţia absurdă în care coeficientul de scară a lungimii este 1, ceea ce ar însemna că modelul este însuși prototipul. Acest fapt conduce la concluzia că este imposibilă testarea unui model în condiţiile păstrării similitudinii dintre model și prototip pentru toate forţele. Pentru a satisface similitudinea dinamică dintre model și prototip, ceea ce înseamnă funcţionarea la același număr Re, modelul ar trebui să se rotească la o viteză foarte mare și, din această cauză, ar trebui să se ţină cont de compresibilitatea aerului; altfel, similitudinea cinematică nu ar fi îndeplinită. În concluzie, cel mai important parametru adimensional de care trebuie să se ţină cont în testarea modelelor de turbine eoliene este rapiditatea λ. Similitudinea geometrică a modelelor experimentale de turbine eoliene realizate Modelele experimentale de rotoare eoliene realizate au avut următoarele dimensiuni ale diametrului: 620 mm, 586 mm, 524 mm și 461 mm. Raportul dintre secţiunile omoloage ale acestora a fost egal cu coeficientul de similitudine geometrică, hg. În cadrul proiectului s-au realizat 4 modele experimentale, aflate într-un anumit raport de similitudine geometrică. Considerând turbina cu diametrul rotoric de 620 mm turbina model (turbina B), se calculează coeficientul de similitudine geometrică, hg pentru fiecare pereche de turbine. a) Când turbina A are diametrul rotoric de 586 mm:

DB/DA=hg=620/586=1,058. (2) b) Când turbina A are diametrul rotoric de 524 mm:

hg=620/524=1,183. (3) c) Când turbina A are diametrul rotoric de 461 mm:

hg=620/461=1,344. (4) Similitudinea geometrică impune ca turbinele eoliene să aibă același număr de pale. Acest fapt a fost respectat în toate cazurile de modele experimentale de turbine eoliene realizate, impunându-se un număr fix de

10

pale, și anume 3. Astfel, având în vedere relaţiile (2) și (6), în continuare se verifică egalitatea solidităţii între perechile de rotoare eoliene. Soliditatea reprezintă raportul dintre aria palelor, Ap şi aria baleiată de pale, A, la o rotaţie a rotorului:

/pA A (5) Conform relaţiei (5), având în vedere că numărul de pale Nb este egal, că diametrele (respectiv razele) rotoarelor realizate și coardele profilelor acestora respectă coeficientul de similitudine geometrică hg aferent fiecăruia dintre cazurile a), b) și c), rezultă că este îndeplinită relaţia ςB= ςA. Analiză asupra similitudinii cinematice a modelelor experimentale de turbine eoliene realizate Pentru perechile de rotoare eoliene contrarotative au fost impuse următoarele condiţii:

- diametrul exterior al rotoarelor < 0,66 m pentru încadrare în spaţiul util disponibil în tunelul aerodinamic și pentru evitarea efectului de perete;

- putere utilă estimată a modelelor de turbine individuale în intervalul 20 ... 45 W, la viteza de 10 m/s a curentului de aer;

- adoptarea unui profil NACA, ca fiind cel mai frecvent utilizat la turbine eoline; - raportul între cele două rotoare ale unei perechi de turbine contrarotative să fie d/D=(1:1,05;1:1,4); - pentru a micșora numărul de variabile care influenţează performanţele sistemului de turbine, nu se

procedează la torsadarea palelor (se adoptă varianta constructivă dreaptă). În conformitate cu relaţia, hc = 1/hg, pentru a fi în similitudine cinematică, perechile de turbine realizate ar trebui să îndeplinească următoarele condiţii:

a) hc = 1/hg = 1/1,058 = 0,945, respectiv ;

b) hc = 1/hg = 1/1,183 = 0,8438, ;

c) hc = 1/hg = 1/1,344 = 0,7429, . Condițiile menționate mai sus contravin însă impunerii din schema de realizare a proiectului, respectiv

m/s. Astfel, pentru atingerea obiectivelor și rezultatelor impuse prin proiect, modelele de turbine eoliene au fost testate la viteza de 10 m/s. Iniţial, pentru realizarea similitudinii geometrice a modelelor experimentale cu turbine eoliene la scară naturală, s-a proiectat, realizat și testat o pala cu profil aerodinamic NACA 4412 optimizat, prezentat în fig. 8. S-a constatat că turbina pornește la o viteză superioară celei nominale și dezvoltă o putere inferioară celei de proiectare – de exemplu se obţine o putere de 3W la o viteză a vântului de 12,4 m/s. S-a concluzionat astfel că, pentru acest model de pale, nu se poate obţine puterea de proiectare de minim 20W la o viteză de 10 m/s, ci la viteze mult mai mari ale vântului, care nu ar respecta condiţiile impuse în tema de proiect. În plus, ar însemna ca turbina să aibă o turaţie mult mai mare de 1000 rpm, ceea ce ar conduce la dificultăţi tehnice și structurale, precum și la diminuarea siguranţei în funcţionare.

Fig. 12. Rotorul turbinei eoliene aval al sistemului

contrarotativ

Din concluziile extrase ca urmare a testării rotorului, a rezultat că ME propuse a fi realizate în proiect trebuie să funcţioneze în regim lent λ≤3. În literatura de specialitate se precizează că pentru valori λ≤3 crește soliditatea (fie prin mărirea numărului de pale, fie prin mărirea coardei profilului), iar influenţa aerodinamicii palelor este minimă, putându-se alege chiar plăci curbate în locul unor profile aerodinamice pentru palele rotorice. Astfel, în scopul obţinerii unor modele de turbine eoliene cu caracteristicile propuse în schema de realizare a proiectului, s-a ales

11

realizarea unor ME de rotoare cu coardă constantă, semnificativ mărită - 80 mm pentru cazul rotorului cu diametrul de 620 mm. Având în vedere cele de mai sus, în scopul estimării puterilor maxime ce pot fi obţinute cu turbine eoliene cu 3 pale, cu profil NACA 4412 și coardă constantă, în figura 23 se prezintă variaţia puterii cu rapiditatea turbinei. Se observă că puterile maxime estimate pot fi determinate cu ajutorul unei curbe descrise de un polinom de gradul doi.

Fig. 13. Curba de estimare a puterii turbinelor eoliene în funcţie de rapiditate

PN 1611 0102- MASINA ELECTRICĂ CU SOLUȚIE INOVATIVĂ A GEOMETRIEI TRANSVERSALE ȘI RANDAMENT RIDICAT

- Documentatia de executie prototip ; - Specificatie tehnica ; - Raport de incercari ; - Fisa tehnica ; - Fisa tehnica comparativa ; - Cartea tehnica. PN 1611 0103- ELEMENTE DE CALCULUL ENERGIEI TERMICE DEGAJATE IN PROCESUL DE FRANARE PENTRU FRANA PRINCIPLA, FRANA AUXILIARA SI PENTRU MOTOARELE ELECTRICE ASINCRONE DE ACTIONARE. FUNDAMENTELE TRANSFERULUI TERMIC Obiectivele proiectului au fost: - elemente de calculul energiei termice degajate în procesul de frânare pentru frâna principală, frâna auxiliară şi pentru motoarele electrice asincrone de funcţionare; - soluţie tehnică pentru frâna disc, ca frână principală, care echipează troliile de mare putere; - concepţie troliu cu frâna cu curenţi turbionari, ca frână auxiliară; - proiect tehnic pentru un troliu de mare putere reprezentativ, cu frânare recuperativă. In Faza 1 au fost realizate activităţile: - noţiuni teoretice privind frâna cu curenţi turbionari; soluţii constructive şi funcţionale;

- tendinţe de dezvoltare actuale în fabricaţia frânelor cu curenţi turbionari;

- componenţă model funcţional de troliu electric de foraj cu frână cu curenţi turbionari,ca frână auxiliară.

In Faza 2, au fost realizate activităţile: - documentaţie tehnică arbore toba de manevră; - documentaţie tehnică frână disc; - proiect tehnic pentru un troliu de mare putere reprezentativ, cu frânare recuperativă; memoriu de prezentare; caiet de sarcini. Concluzii privind realizarea proiectului tenic pentru un troliu de mare putere reprezentativ, cu frânare recuperativă:

12

În construcţia troliului de foraj, în varianta clasică, frâna principală este tip bandă, iar cea auxiliară este tip hidraulică. Prin acest studiu se urmareste evidenţierea avantajelor utilizării troliului electric de foraj cu frânare recuperativă.

În capitolul 1 se abordează consideraţiile teoretice privind arborele tobei de manevră. Totodată, este realizată documentaţia tehnică de execuţie pentru „Arbore toba de manevră” cod PT-8036P-01.00.00.0.

În capitolul 2 se analizează noţiunile teoretice privind frâna disc. În fig.1 este concepută schema bloc a unui sistem de recuperarea enegiei termice degajată în procesul de frânare a troliului. De asemenea, este realizată documentaţia tehnică de execuţie pentru „Frâna disc” cod PT-8036P-04.00.00.0.

În capitolul 3 se abordează cosideraţiile teoretice privind troliul de foraj cu frânare recuperativă. În continuare s-a elaborat proiectul tehnic pentru „Troiliu electric de foraj TF-38 E (D), cu frânare recuperativă” cod PT-8036P-00.

De asemenea, au fost întocmite atât „Memoriul de prezentare” cod PT-8036P-0.MP cât şi „Caietul de sarcini” cod PT-8036P-0.CS.

În construcţia troliului de foraj, în varianta clasică, frâna cu bandă este frâna principală şi cea auxiliară poate fi hidraulică, respectiv electromagnetică; acestea îndeplineasc următoarele funcţiuni:

- frânarea, oprirea şi menţinerea suspendată a cârligului încărcat cu garnitura de foraj, sau cu coloana de tubaj;

- absorbirea prin frânare a energiei cinetice dezvoltate la introducerea/extragerea garniturii de foraj sau a coloanei de tubaj în gaura de sondă;

- suspendarea garniturii de foraj în timpul forajului, în vederea reglării apăsării pe sapă şi a avansului acesteia;

- blocarea tobei de manevră în cursul probei de suprasarcină a mastului. Atât frâna principală, cât şi cea auxiliară generează energie termică, ce se pierde în timpul frănării, în

mediul înconjurător. S-a desprins concluzia că banda de frână suportă un stres termic (800 ºC). În vederea diminuării consecinţelor negative, se impune necesitatea răcirii forţate a tamburilor tobei de

manevră. Din analizarea fabricaţiei troliilor de foraj aparţinând principalelor firme internaţioale în domeniu, s-a

constatat că s-a adoptat echiparea cu frâne disc, ca frână principală. Printre motivele principale ale alegerii acestei soluţii constructive enumerăm: distribuţie uniformă a presiunii pe suprafeţele de fricţiune(uzură uniformă), lipsa forţelor radiale si nu în ultimul rând, asigură moment de frânare mai mare, raportat la greutatea troliului.Şi la acest tip de frână există un stres termic, astfel că la frânări repetate, se poate ajunge temporar până la 430 ºC. Rezultă faptul că temperatura şi implicit căldura degajată se vor reduce la jumatate.

S-a constatat că frânele electromagnetice au tendinţa de a înlocui pe cele hidraulice, datorită mai ales tipului acţionării troliului(cu motoare electrice asincrone).Şi la acestea, este imperios necesară dotarea cu instalaţii de răcire.

S-au analizat, din punct de vedere al energiei termice degajate în procesul de frânare, variantele constructive ale troliului de foraj acţionat cu motoare electrice asincrone trifazate, având frâna cu bandă ca frână principală, respectiv frâna disc.

Cantitatea de căldură disipată este direct proporţională cu temperatura. Rezultă că soluţia constructivă în care frâna disc înlocuieşte frâna cu bandă, din punctul de vedere al energiei termice degajate în procesul de frânare, se caracterizează prin înjumătăţirea acesteia, ceea ce conduce la creşterea duratei de funcţionare a echipamentului şi cheltuieli de întreţinere şi exploatare minime.

Totodată, au fost studiate elementele de calcul al energiei termice degajate de motoarele electrice asincrone trifazate de acţionare.

De asemenea, au fost evidenţiate următoarele aspecte: - la frâna cu bandă, evacuarea energiei termice degajate în procesul frânarii garniturii de prăjini este

defectuoasă, datorită construcţiei carosate, în scopul evitării pătrunderii impurităţilor; - la frâna disc, curenţii de aer produşi de discul în rotaţie asigură atât răcirea acestuia, cât şi a placuţelor de

fricţiune; - implicit, datorită masei sale reduse, discul se răceşte mai repede; - suprafaţa discului, aflată sub acţiunea plăcuţelor de fricţiune, este permanent curăţată, asigurându-se o

bună răcire atâa a discului, cât şi a plăcuţelor;

13

- subliniem că, în tipul frânării, temperatura în cazul frânei disc are valoarea egală cu jumătate din cea caracteristică frânei cu bandă,implicit efecte similare privind energia termica degajată;

- condiţiile bune de evacuarea căldurii la frânele disc ridică limitele valorilor admise pentru presiunile specifice pe plăcuţele de frână la cca. 30 daN/cm2, faţă de 12…14 daN/cm2 în cazul frânelor cu bandă.

S-au abordat noţiunile generale privind sistemul de frânare cu frâna disc, fiind analizate următoarele: - părţile componente şi clasificarea sistemelor de frânare; trebuie subliniat faptul că dispozitivele de

frânare cu circuite multipe sporesc sensibil fiabilitatea şi siguranţa în exploatare. - condiţiile funcţionale şi constructive impuse dispozitivelor de frânare; s-a desprins concluzia că cu cât

distanţa dintre plăcuţele de fricţiune şi discuri este mai mică, cu atât momentul de frânare dezvoltat este mai mare. Tendinţa actuală este reglarea automată a acesteia.

- importanta dispozitivelor de frânare; acestea trebuie să absorbă toată energia rezultată în urma procesului de forarea unei sonde de ţiţei şi gaze.

- factorii care influenţează funcţionarea dispozitivelor de frânare; ei se împart în constructivi, respectiv tehnologici şi influenţează în egală masură caracteristicile tehnico-economice ale dispozitivelor analizate în prezentul studiu.

Au fost studiate elementele de calcul dimensional al frânei disc. S-a arătat componenţa frânei cu disc de tip deschis. Unul dintre dezavatajele principae este neprotejarea

discului, care este expus acţiunii prafului, noroiului de foraj, uleiului şi apei. De aceea este necesară etaşarea sigură a pistoanelor cilindrilor de lucru.Pe de altă parte, la acest tip, condiţiile de răcire sunt optime.

Sa prezentat componenţa frânei cu disc de tip închis. Se subîntelege că are avantajul unei bune protejări împotriva pătrnderii diverselor imputităţi existente în atmosera mediului înconjurător

S-au efectuat calculul dimensional al frânei disc de tip deschis, respectiv calculul dimensional al frânei disc de tip închis.

Totodată, s-au studiat aspectele privind verificarea la uzură a frânei. De la început, s-a evidenţiat faptul că în mediu umed, uzura creşte cu 50%.Un mijloc de reducerea uzurii este mărirea diametrului discului. O altă cale de reducere este mărirea suprafeţei garniturilor de fricţiune, implicit creşterea numărului bacurilor (suport plăcuţe), care la rândul lor, determină sporirea, direct proporţională, a numărului cilindrilor de lucru. Remarcăm limitarea strictă a dimensiunilor de gabarit de standardele API existene în vigore. Nu în ultimul rând, o altă cale de reducere a uzurii constă în îmbunătăţirea proprietăţilor materialelor garniturilor de fricţiune/ discurilor de frână.S-au precizat valorile principalelor dimensiuni, caracteristice frânei disc care va înlocui frâna cu bandă în cazul viitorului troliu de foraj.De remarcat că momentul de frânare asigurat de frâna disc este de 2 ori mai mare decât cel al frânei cu bandă. De asemenea, s-a analizat soluţia tehnică pentru frâna disc, ca frână principală, fiind studiate următoarele:

A - analiza critică a sistemelor de frânare cu bandă/disc,în cadrul aceastei analize s-au abordat următoarele aspecte:

- caracteristica frânelor; - sensibilitatea frânelor; - presiunea specifică (încărcarea) frânelor; - încărcarea radială a arborelui frânat; - fiabilitatea, siguranţa în exploatare a frânelor. Toate aceste caracteristici au valori în favoarea frânei cu disc: - deşi are o caracteristică (raport de transmitere=forţa periferică de frânare/forţa de acţionare a frânei)

redusă, necesitând forţe mari de acţionare, are curba de sensibitate constantă, în comparaţie cu frâna cu bandă,a cărei sensibilitate este dependentă de variaţia coeficientului de frecare;

- de asemenea, frâna disc prezintă mrele avantaj al repartizării egale a presiunilor specifice de contact, ceea ce permite utilizarea la maximum a caracteristicilor materialului garniturilor de frână, mergând până la valori de 120 daN/cm2, faţă de 12…16 daN/cm2, admisă pentru frânele cu bandă;

- frâna disc încarcă arborele frânat cu o sarcină egală cu forţa periferică, în timp ce frâna cu bandă aplică o încarcare radială arborelui frânat.

B - criteriile de alegere a sistemelor de frânare cu disc. Acestea sunt: - criteriul momentului capabil de frânare; - criteriul energiei specifice momentului capabil de frănare; - criteriul acţionării. Tendinţa de a obţine momente mari de frânare, prin mărirea diametrului mediu de frânare, trebuie

stăvilită în faţa atingerii limitei vitezei de frânare (10…12 m/s).

14

Pentru o funcţionare sigură a circuitului hidraulic, presiunea fluidului de lucru se limitează la 100 daN/cm2. C- componentele aparatului de comandă KEs pentru frâna disc. S-a studiat alimentarea instalaţiei de frână,

strângerea frânei, respectiv slăbirea frânei. D- cilindrul de frână utilizat la frâna disc.S-a prezentat componenţa şi schema de funcţionare a cilindrului

de frână tip CR. S-au studiat soluţiile tehnice pentru mecanismele de acţionare ale frânei disc, fiind analizate următoarele:

constucţia şi calculul transmisiei hidraulice; transmisia pneumatică şi transmisia pneumohidraulică. De asemenea,s-a stabilit schema transmisiei pneumohidraulice pentru frâna disc a troliului de foraj. S-au abordat noţiunile teoretice privind frâna cu curenţi turbionari, fiind analizate următoarele: - generarea curenţilor turbionari într-un tub, respectiv într-o placă; - puterea disipată prin curenţi turbionari; - modelul frânei electromagnetice; - optimizarea parametrilor de proiectare,inclusivcomponenţa standului de probă; - soluţiile costructive şi funcţionarea. Astfel s-a concluztonat că, faţă de cele hidraulice frânele auxiliare de tip electromagnetice au următoarele avantaje: permit, pe lângă încetinirea mişcării de introducere şi oprirea completă, fără intervenţia frânei mecanice;au un regim stabil de lucru şi în acelaşi timp o schimbare uşoară a acestuia în vederea adaptării la condiţii concrete;se pretează mai bine comenzii de la distanţă; au un consum de energie redus;funcţionează în ambele sensuri. S-au analizat tendinţele de dezvoltare actuale în fabricaţia frânelor cu curenţi turbionari. Conform datelor prezentate anterior, s-a desprins faptul că frânele electromagnetice cu curenţi turbionari

aparţinând agenţilor economici autohtoni nu sunt competitive, atât în ceea ce priveşte performanţele tehnice (momentul de frânare) cât şi din punct de vedere al dimensiunilor constructive, faţă de echipamentele similare proprii firmelor internaţionale. Mai mult, masa totală este semnificativ mai mare.

S-au arătat caracteristicile tehnice ale franelor electromagnetice fabricate în ţara noastră, respectiv ale celor aparţinând unora consacrate pe piaţa internaţională, în domeniu.

Totodată, s-a abordat componenţa modelului funcţional de troliu electric de foraj cu frână cu curenţi turbionari, ca frână auxiliară, fiind studiate troliile electrice de foraj fabricate de firme internaţionale cu tradiţie în domeniul utilajului petrolier, cum sunt: WIRTH, AKER, MHWIRTH, STEWARTANDSTEVENSON şi DRECO.

S-a întocmit schema bloc model funcţional pentru un troliu electric de foraj reprezentativ (cu puterea la intrare de 1700 kW), cu frână disc, ca frână pricipală şi frână electromagnetică cu curenţi turbionari, ca frână auxiliară.

S-au menţionat avantajele obţinute în plus, faţă de troliul de foraj echipat cu frână cu bandă, ca frână principală şi frâna hidraulică, drept frână auxiliară:

- disiparea superioară în mediul ambiant a energiei termice degajată în timpul funcţionărtii; - de asemenea, frâna disc prezintă marele avantaj al repartizării egale a presiunilor specifice de contact,

ceea ce permite utilizarea la maximum a caracteristicilor materialului garniturilor de frână, mergând până la valori de 120 daN/cm2, faţă de 12…16 daN/cm2, admisă pentru frânele cu bandă;

- frâna disc încarcă arborele frânat cu o sarcină egală cu forţa periferică, în timp ce frâna cu bandă aplică o încarcare radială arborelui frânat;

- frânele electromagnetice cu curenţi turbionari se caracterizează prin: simplitate constructivă, siguranţă în funcţionare, gabarite relative reduse, raport ridicat cuplu/gabarit, permit automatizarea, timpi de răspuns reduşi (9,5-260ms), şi preţ de cost minim.

S-au desprins următoarele aspecte esenţiale: -tendinţa actuală constă în utilizarea troliilor de foraj acţionate de motoare de curent alternativ trifazat, prin cutii de viteze,iar sistemul de frânare consacrat are ca frână principală cea de tip disc, iar cea auxiliară este frăna electromagnetică cu curenţi turbionari;-se obţin caracteristici tehnice superioare, reducerea considerabilă a gabaritului şi a masei totale, precum şi creşterea semnificativă a

fiabilităţii, respectiv minimalizarea cheltuielilor de mentenanţă faţă de varianta constructivă clasică (frâna cu bandă- frâna hidraulică). Prin această ultimă etapă a proiectului Nucleu, s-a terminat realizarea tuturor obiectivelor proiectului tehnic .

15

PN1611 0104- Sistem criogenic de obtinere a regimului termic de lucru pentru bobinele supraconductoare multipolare ale electromagnetilor “booster” utilizati in acceleratoarele de particule NICA DESCRIEREA SISTEMULUI CRIOGENIC DE RACIRE

Sistemului criogenic de racire pentru bobinele supraconductoare NbTi, trebuie sa tina seama in functionarea lui, de urmatorii parametri:

a. Temperatura critica a NbTi este de 9K b. Este utilizarea heliu lichid ca agent de racire c. Geometria cilindrica a sistemului de bobine supraconductoare d. Izolarea termica corespunzatoarea a asistemului e. Alimentarea electrica a bobinajului (~100A)

Schema bloc a sistemului criogenic de racire si a echipamentelor conexe este prezentata in fig.1

1. Ansamblul sistem de racire

Acesta este alcatuit din sistemul criogenic de racire propriu-zis al bobinelor supraconductoare si sistemul de sustinere al acestuia in interiorul criostatului.

2. Ansamblul criostat de testare Este alcatuit din criostatul pentru heliu lichid si flansa criostatului. Acesta are rolul de a asigura ambientul de izolare termica corespunzatoare pentru ansamblul criogenic de racire. In acest scop el va fi vidat la un nivel de vid avansat (10

-5-10

-6 torr) si va avea trei pereti: unul vidat, unul cu azot lichid ca ecran termic de 77K si incinta interioara

vidata. 3. Dewar-ul pentru azot lichid Este un vas de stocare heliu lichid, cu pereti dubli si vidat. Asigura o rata de evaporare de max. 1,5-2 L/zi. Capacitate

100L pentru vasul de alimentare cu heliu lichid. 4. Dewar-ul pentr He lichid Este un vas de stocare azot lichid, cu pereti dubli si vidat. Asigura o rata de evaporare de max. 1,5-2 L/zi. Capacitate

100L pentru vasul de alimentare cu azot lichid pentru sistemul criogenic de racire si 60l pentru Dewarul de recuperare a heliului care iese din sistemul criogenic de racire.

5. Pompa de vid, este un agregat de vid avansat, pentru vidarea criostatului in vedrea izolarii termice a sistemului criogenic de racire si minimizarea influxurilor termice catre sistemul criogenic de racire. In acest scop, agregatul de vid va asigura un nivel de presiune de 10

-6 torr in criostat.

6. Rack cu AMC-uri Aparatura necesara pentru realizarea masuratorilor experimentale, consta in: - Monitor de temperatura pentru urmarirea valorilor temperaturii bobinelor supraconductoare - Multimetru digital pentru monitorizarea rezistentei electrice a bobinelor supraconductoare. - Nivelmetru electronic pentru monitorizarea nivelului de azot lichid din criostat - Debitmetru, pentru monitorizarea debitului de heliu lichid din circuitul de racire. - Monitor de presiune, pentru urmarirea presiunii aerului din criostat.

16

EXECUŢIE PROTOTIP SISTEM DE RACIRE BOBINE SUPRACONDUCTOARE

Fig.1. Ansamblul sistem de racire al bobinelor supraconductoare

17

1.2. Flansa A – cod desen ASR – 01.01.02:

Material : otel inox Standard : EN 1.4404 (ASTM 316L)

1.3. Corp central – teava diametru exterior 104 mm, grosime perete 2mm, lungime 157 mm


1. 4. Serpentina de racire – cod desen ASR -01.01.04 (fig.5) diametru exterior teava 4.75 mm, diametrul interior al serpentinei:104 mm

Material : CuNi10Fe1Mn Standard : EN 12163

2. Camasa racire – cod desen ASR – 01.02.00 (fig.6.)


3. Bobina supraconductoare dipolara I si II – cod desen ASR -01.03.00(FIG.7 SI 8)): 3.1. Placa sticlotextolit D1 I - cod desen ASR – 01.03.01

Material : Sticlotextolit grosime 0.6 mm, fabricat de ISOVOLTA – Italia 3.2. Placa sticlotextolit D2 I - cod desen ASR – 01.03.02

Material : Sticlotextolit grosime 0.6 mm, fabricat de ISOVOLTA – Italia 3.3. Placa sticlotextolit D3 I - cod desen ASR – 01.03.03

Material : Sticlotextolit grosime 0.6 mm, fabricat de ISOVOLTA – Italia 3.4 Bobinaj HTS

Material : Sarma supraconductoare HTS diametru 0.55mm

18

Executată prin :

Bobinare in forma planara si cilindrica pe dispozitive manuale proiectate si executate de INCDIE ICPE-CA şi prezentate în imaginile de mai jos

4. Serpentina exterioara de racire –(FIG.9) - diametrul exterior al tevii: 4.75 mm - material : CuNi10Fe1Mn

Standard : EN 12163 . Experimentari prototip. Certificare prototip.(Etapa 4/2017)

1. Experimentarea prototipului de sistem criogenic de racire pentru bobinele supraconductoare; 2. Certificare prototipului de sistem criogenic de racire a bobinelor supraconductoare. 2.1.2.1 EXPERIMENTARI PROTOTIP. Experimentarile prototipului de sistem criogenic de asigurare a regimului termic de functionare pentru bobinele supraconductoare de tip NbTi au constat in urmatoarele teste:

1. Racirea sistemului criogenic cu heliu lichid, la temperatura de lucru. Temperatura la nivelul sistemului criogenic s-a realizat in doua puncte distincte: in centrul carcasei interioare a sistemului criogenic si la nivelul bobinei supraconductoare (fig.10. )

19

Aparatura de masura - Monitor de temperatura cu 8 canale, Lake Shore, model 218:

Fig.11. Monitorul de temperatura

- Precizia de masura a temperaturii ±1 mK - Indicarea temperaturii in gr.C sau in K - Senzorii de temperatura de tip Cernox, producator: Lake Shore Cryotronix.

Sunt senzori miniatura, calibrati pentru a masura temperatura in domeniul 2-300K si care nu sunt influentati de prezenta campului magnetic extern.

Fig.12. Senzor Cernox pentru masurarea temperaturii - Dimensiuni senzor: 2x3x1 mm (lxLxg) - Precizie de masura (2-10K): ±6 mK

Rezultele masuratorilor de temperatura sunt redate in fig.13.

21

Practic, se poate observa intrarea in regim stationar a temperaturilor masurate de cei doi senzori, incepand cu minutul 1242, cand ambii senzori indica valori termice in limitele acceptate respectiv T1 de 5,11K si respectiv T2 de 8K. Se poate observa din alura curbelor de racire, de la min. 1242 pana la min. 1436 (cca. 3 ore si 23 minute), sistemul criogenic a ramas stabil termic (in domeniul 5-8K).

2. Masurarea rezistentei electrice a bobinei supraconductoare a. La temperatura camerei b. La temperatura de lucru

Rezistenta electrica a bobinei supraconductoare a fost realizata cu la bornele exterioare ale acesteia. In fig.8, este prezentata schema generala de masurare a rezistentei electrice:

Fig.14. Schema generala de masurare a rezistentei electrice a bobinei supraconducutoare

Aceasta rezistenta electrica s-a masurat impreuna cu conductorii conventionali de legatura de la bobina supraconducutoare la bornele exterioare ale sistemului de testare. Aparatura de masura utilizata Aparatul utilizat pentru aceste masuratori a fost un multimetru digital (DMM) de la firma Keithley, model 2010, prezentat in fig..

Fig.15. Multimetru digital Keithley model 2010.

Caracteristicile principale ale acestuia, pentru masurarea rezistentelor electrice sunt:

- Domeniul de masura: 10 Ω - Rezolutie de masura: 1 µΩ - Precizia de masura: 40 ppm (din citire) + 9 ppm (din domeniu)

Rezultate masuratori: - La temperatura camerei inainte de racire : R20C= 17,10 Ω - La temperatura de lucru: R5K= 5,38 mΩ - La temperatura camerei dupa reincalzire: R20C= 17,22 Ω

CERTIFICARE PROTOTIP In cadrul etapei actuale, a fost realizata si certificarea prototipului realizat in etapa anterioara si testata in

etapa prezenta. In vederea certificarii, au fost realizate urmatoarele:

- S-a elaborat Standardul Tehnic al prototipului pe baza experimentarilor realizate anterior, de stabilire a parametrilor functionali ai prototipului. S-a obtinut astfel, standardul tehnic ST 118/31.10.2017.

- S-au relizat testarile de certificare, conform prevedirilor ST, elaborandu-se Certificatul de Incercari cu nr. 15b/13.11.2017.

Rezultatele obtinute in cadrul testelor de certificare au fost urmatoarele:

22

▪ Temperatura de lucru in regim termic stationar: 5-8K ▪ Rezistenta electrica a bobinei: R20C= 17,10 Ω, R5K= 5,38 mΩ si respectiv R20C= 17,22 Ω, dupa revenire la temperatura camerei. ▪ Masa sistemului criogenic: M=12 Kg. ▪ Dimensiunile geometrice ale sistemului criogenic: Lungime=160 mm, Diametrul exterior=126mm, Diametrul interior=100mm.

DISEMINARE A fost elaborata si sutinuta in cadrul Simpozionului de Masini Electrice, editia 2017, care a avut loc in ziua de 10.11.2017, lucrarea stiintifica: “ Electromagneti supraconductori generatori de campuri magnetice intense. Prezent si perspective” ,Autori: I. Dobrin, D. Enache, A. Morega, A. Dobrin, I. Popovici.

PN 1611 0105- IMPACTUL CENTRALELOR ELECTRICE FOTOVOLTAICE ASUPRA CALITAȚII ENERGIEI ELECTRICE ÎN REȚELELE DE DISTRIBUȚIE DE JOASĂ TENSIUNE

În cadrul etapei I de cercetare (Achiziția și analiza indicatorilor de calitate a energiei electrice în cazul alimentării unor consumatori de putere redusă cu comportament liniar sau neliniar), s-au realizat atât analiza teoretică a unor aspecte specifice privind utilizarea energiei electrice în zone rezidenţiale și a perturbaţiilor electromagnetice caracteristice convertizoarelor aferente surselor de generare distribuite amplasate în aceste zone, cât și analiza experimentală a unei microreţele date cu surse fotovoltaice.

În vederea analizei calităţii energiei electrice utilizând diverși consumatori alimentaţi în cadrul unei microreţele cu generare centralizată și distribuită, s-au utilizat mai multe echipamente de măsurare, realizându-se un stand de testare corespunzător. În Fig. 1, este prezentat standul de testare realizat pentru achiziţia indicatorilor de calitate a energiei electrice, prin utilizarea analizorului pentru reţele electrice Chauvin Arnoux CA 8435.

Standul de testare a vizat modelarea și realizarea unei reţele test de joasă tensiune așa cum este evidenţiată

aceasta în Fig. 2.

23

Fig. 2. Schema electrică monofazată a microreţelei test de joasă tensiune.

Reţeaua test de joasă tensiune reprezentată în Fig. 2 este asimilată unei linii electrice aeriene (LEA) localizate

în mediul urban, alimentată de la bornele unui transformator coborâtor de 20/0,4 kV și are următorii parametri longitudinali de material caracteristici unui conductor de Cu:

Secţiunea conductorului: 70 mm2; Lungimea conductorului: 5,2 km; Rezistenţa specifică a conductorului: 0,265 Ω/km (rezistenţă specifică echivalentă aferentă întregii lungimi a

conductorului 1,4 Ω). Parametrii longitudinali de material au fost stabiliţi conform Normativului NTE 007/08/00 pentru proiectarea

şi executarea reţelelor de cabluri electrice aplicabil liniilor electrice cu tensiuni de până la 400 kV inclusiv, aparţinând operatorilor economici din sectorul energiei electrice. Reţeaua electrică realizată este definită de 2 tronsoane de linie stabilite prin intermediul a 3 noduri principale corespunzătoare unor puncte de racordare a surselor de generare distribuită (în acest caz centrale electrice fotovoltaice) și a unor puncte de alimentare a consumatorilor casnici. Nodurile menţionate s-au considerat astfel:

Nod 1: stabilit imediat după bornele secundarului transformatorului corespunzător punctului 1 de racordare a CEF (GD1) și a punctului 1 de alimentare a unor receptoare casnice (PC1);

Nod 2: stabilit la o distanţă de 2,6 km faţă de bornele transformatorului corespunzător punctului 2 de racordare a CEF (GD2) și a punctului 2 de alimentare a unor receptoare casnice (PC2) (rezistenţă specifică a tronsonului 1 ≈ 0,7 Ω);

Nod 3: stabilit la capătul de linie, la o distanţă de 5,2 km faţă de bornele transformatorului corespunzător punctului 3 de racordare a CEF (GD3) și a punctului 3 de alimentare a unor receptoare casnice (PC3) (rezistenţă specifică a tronsonului 2 ≈ 0,7 Ω);

Reţeaua electrică test descrisă și implicit cele două tronsoane de linie ale acesteia au fost mai întâi modelate și apoi realizate prin considerarea modelului π simplificat, reprezentat în Fig. 3, în care admitanţele șunt (rel (2)) sunt neglijate (Yab, Yba ≈ 0) și doar impedanţele serie (rel (1)) sunt luate în considerare. S-a ignorat de asemenea efectul capacităţilor datorită prezenţei doar a unor semnale de joasă frecvenţă (f = 50 Hz).

abababjXRZ (1)

ababab jBYGY (2)

Fig. 3. Modelul π simplificat al unei reţele electrice de distribuţie.

24

Astfel, cele 2 tronsoane de linie care funcţionează la joasă tensiune au fost implementate în cadrul standului de testare prin intermediul unor conductoare și a unor rezistenţe de sarcină care simulează efectul impedanţelor serie ale modelului π.

După cum s-a menţionat, reţeaua electrică test de joasă tensiune descrisă a fost prevăzută cu 3 puncte de racordare a surselor de generare distribuită, GD1, GD2 și GD3 (aferente celor 3 stringuri distincte de module fotovoltaice – Sistem fotovoltaic A) și 3 puncte de alimentare a unor consumatori casnici PC1, PC2 și PC3. Astfel, a fost necesară utilizarea analizorului pentru reţele electrice Chauvin Arnoux CA 8435 în scopul achiziţiei și analizei indicatorilor de calitate a energiei electrice și a impactului centralelor electrice fotovoltaice asupra reţelelor electrice de distribuţie de joasă tensiune.

Indicatorii de calitate a energiei electrice înregistraţi prin utilizarea sistemului Chauvin Arnoux CA 8435 au avut în vedere armonicele de curent electric și tensiune, dar și factorul total de distorsiune armonică a curentului electric și tensiunii. S-au înregistrat atât valorile efective ale tensiunii, cât și curentul pe linia electrică.

Astfel, s-au propus 13 cazuri de funcţionare pentru reţeaua electrică test de joasă tensiune, după cum urmează:

1. Consumatori preponderent rezistivi conectaţi în cele 3 puncte de alimentare PC1, PC2 și PC3, alimentaţi din reţeaua electrică de distribuţie de joasă tensiune. S-au utilizat 3 consumatori rezistivi (aeroterme) cu puterea de 1000 W.

2. Consumatori preponderent rezistivi conectaţi în cele 3 puncte de alimentare PC1, PC2 și PC3 și centrală electrică fotovoltaică racordată în punctul de racordare GD1.



5. Consumatori preponderent rezistivi conectaţi în cele 3 puncte de alimentare PC1, PC2 și PC3 și centrale electrice fotovoltaice racordate în punctele de racordare GD1 și GD3.



8. Consumatori preponderent rezistivi conectaţi în cele 3 puncte de alimentare PC1, PC2 și PC3 și 3 centrale electrice fotovoltaice racordate în punctul de racordare GD1.



11. Consumatori preponderent rezistivi conectaţi în cele 3 puncte de alimentare PC1, PC2 și PC3 și centrale electrice fotovoltaice racordate în punctele de racordare GD1, GD2 și GD3.

12. Consumator preponderent inductiv (aspirator cu puterea de 800 W) conectat în punctul de alimentare PC3 și centrale electrice fotovoltaice racordate în punctele de racordare GD1, GD2 și GD3.

13. Consumator preponderent inductiv (cuptor cu microunde cu puterea de 700 W) conectat în punctul de alimentare PC3 și centrale electrice fotovoltaice racordate în punctele de racordare GD1, GD2 și GD3.

În cazurile 2-13, consumatorii conectaţi în diverse configuraţii, au fost alimentaţi atât prin intermediul reţelei electrice de distribuţie de joaă tensiune, cât și cu energie electrică injectată de centralele electrice fotovoltaice în sistemul electroenergetic realizat.

În cadrul etapei a II a a proiectului (Stabilirea unei soluții de management energetic în vederea prioritizării alimentării consumatorilor casnici), s-au realizat:

Studiul și analiza sistemelor de management al energiei electrice utilizate în clădiri; Analiza aspectelor cu privire la cerinţele și obiectivele prioritare aferente sistemelor de management

energetic destinate funcţionării centralelor electrice fotovoltaice; Analiza condiţiilor de conectare la reţeaua electrică de interes public pentru sursele regenerabile de putere

mică; Realizarea unei soluţii de management energetic destinată prioritizării alimentării consumatorilor casnici; Testarea soluţiei de management energetic realizate pentru diverse scenarii de funcţionare.

25

Managementul surselor regenerabile de energie conectate la Sistemul Electroenergetic Naţional (SEN) integrează aspecte tehnice, aspecte legale/de reglementare şi aspecte manageriale ale proceselor din SEN. Toate acestea au drept obiectiv funcţionarea sistemului electroenergetic în condiţii de maximă siguranţă şi de eficienţă economică, precum şi asigurarea securităţii alimentării cu energie electrică a utilizatorilor şi funcţionarea economică şi profitabilă a agenţilor economici, deţinători ai surselor regenerabile . Pentru buna funcţionare a unei centrale electrice bazate pe surse regenerabile de energie, strategiile de management energetic își dovedesc utilitatea prin reglarea puterilor generate de fiecare sursă distribuită, cât și a tensiunii și frecvenţei în cadrul acestora.

Soluţia software de management energetic realizată ce poate fi utilizată în vederea prioritizării alimentării consumatorilor casnici este pretabilă centralei electrice fotovoltaice din cadrul ICPE-CA, deservind atât consumatori critici de energie (care nu admit întreruperi în alimentarea cu energie electrică), cât și consumatori standard (care admit întreruperi în alimentare).

Soluţia de management energetic destinată prioritizării alimentării consumatorilor casnici, pretabilă centralei electrice fotovoltaice din cadrul ICPE-CA, a fost implementată prin intermediul programului LabVIEW (Laboratory Virtual Instrument Engineering Workbench) și are la bază modelul de microreţea prezentat în Fig. 4. Acesta cuprinde următoarele tipuri de elemente componente: surse distribuite de energie, stocare distribuită, surse de back-up a energiei produse, utilizatori critici de energie (care nu admit întreruperi în alimentarea cu energie electrică) și standard (admit întreruperi în alimentare), dar și o unitate de control ce comunică cu toate componentele. Utilizatorii standard consideraţi în modelul conceptual de microreţea realizat includ iluminatul general, încălzirea electrică locală, dar și prizele electrice generale. Receptoarele critice includ următoarele servicii esenţiale: procese tehnologice care induc costuri inacceptabile la întrerupere, iluminatul de siguranţă sau sistemele de alarmă și siguranţă.

Fig. 4. Diagrama pentru modelarea și simularea unei microreţele de mici dimensiuni cu programul LabVIEW.

Caracteristicile principale ale soluţiei de management energetic propuse, Fig. 5, aplicată modelului

particularizat de centrală electrică fotovoltaică (CEF ICPE-CA), constau în: Posibilitatea de rulare pentru orice configuraţie practică a centralei electrice fotovoltaice, aceasta putând fi

adaptată conform cerinţelor fiecărui beneficiar; Posibilitatea de implementare a opţiunii de stocare a energiei în perioada cu cost redus şi injectarea acesteia

în reţeaua electrică de interes public în perioadele cu cost ridicat. Această strategie este utilizată în mod curent, existând totuși posibilitatea ca în anumite cazuri să nu fie eficientă din punct de vedere economic din

26

cauza costurilor ridicate ale echipamentelor de stocare. Totodată, există riscuri în furnizarea de energie către utilizatorii critici;

Asigurarea și menţinerea unei rezerve de energie; Posibilitatea de conectare sau deconectare a surselor de back-up care nu sunt în general reprezentate de

sursele regenerabile de energie, și în consecinţă dispun de energie limitată şi/sau la un preţ neavantajos. În acest caz, decuplează utilizatorii în funcţie de prioritatea acestora;

Posibilitatea de estimare a puterii disponibile, care în lipsa elementelor de stocare, se realizează prin monitorizarea sursei primare de energie (radiaţia solară);

Posibilitatea de implementare a reţelei electrice publice în modelul dezvoltat de centrală electrică fotovoltaică sub forma unei surse de back-up sau de utilizator în regim de sarcină de descărcare.

Sistem de management

CC

CA

Regulator de

încărcare

Sarcină Sarcină de descărcare

Rețea electrică locală 230V, 50Hz

Sistem de achiziție

Sistem fotovoltaic Baterii de acumulatoareRețea electrică publică

CA

CA

Legendă

Conexiuni electrice

Căi de comunicație

Circulație de puteri

Fig. 5. Soluţia de management energetic aplicată unei centrale electrice fotovoltaice.

PN 1611 0106-SOLUȚII CONSTRUCTIVE INOVATIVE PRIVIND PROIECTAREA ȘI REALIZAREA TURBINELOR HIDRAULICE CINETICE

Pentru o caracterizare experimentală cât mai detaliată, s-au realizat în cadrul primei faze din 2017, două modele experimentale de rotoare cinetice cu ax orizontal la scară redusă. Un rotor are diametrul de 0,2 m și un sistem reglabil al unghiului de așezare iar celălalt rotor are diametrul de 0,15 m care dispune de un unghi de așezare al palelor fix datorită dimensiunilor reduse. Rotorul cu diametru mai mic a fost realizat pentru a estima o curbă de variaţie a puterii în funcţie de turaţie bazată pe rezultatele obţinute pe fiecare rotor realizat la o scară progresivă. Astfel, prin tehnici de modelare experimentală, rotorul cinetic este validat experimental iar rezultatele pot fi utilizate pentru preconizarea puterii extrase de o turbină cinetică la scară reală. Palele modelelor experimentale de turbine cinetice s-au realizat prin imprimare 3D, utilizând imprimanta Fortus 360 mc large, aflată în dotarea ICPE-CA. Modelul de rotor ales pentru a fi realizat a fost proiectat și simulat în cadrul fazei anterioare. Rotorul de 150 mm a fost realizat dintr-o singură bucată compactă, cu unghiul de așezare al palelor fix (Fig.1). Butucul central facilitează accesul pentru montajul axului și este acoperit cu un un capac profilat hidrodinamic. Rotorul de 200 mm (Fig.3 și Fig.4 ) este compus din 4 pale cu tije filetate ( Fig.2) care se fixează într –un butuc central din aluminiu cu secţiune pătrată pe care sunt marcate unghiurile de așezare pe care se vor face încercările.

27

Fig.1 – Rotorul de 150 mm Fig.2 – Pală a rotorului de 200 mm

După cum se poate observa în Fig. 3, butucul central permite fixarea palelor și a axului de transmitere a mișcării. Tijele filetate sunt strânse cu piuliţe și astfel pot fi blocate pe o anumită poziţie fixă, conform figurii 4. Unghiurile de așezare predefinite sunt cuprinse între 30 și 60o cu pasul de 5o, rezultând 7 poziţii distince. Capacul conic profilat hidrodinamic acoperă incinta butucului central și poate fi montat/demontat cu ușurinţă pentru a asigura accesul în interior.

Fig.3 – Rotorul de 200 mm –Vedere anterioară Fig.4 - Rotorul de 200 mm – Vedere laterală

Testarea rotoarelor s-a făcut pe un stand de testare conceput special pentru experimentarea modelelor la scară de turbine cinetice. Standul hidraulic in circuit închis, este prevăzut cu zona de testare/vizualizare a curgerii prin canale. Standul este un agregat hidraulic realizat într-o construcţie modulară etanşă şi demontabilă, care vehiculează forţat, în circuit închis apă curată. Standul este dotat cu un sistem de prindere (Fig.5a și Fig.5b) a rotoarelor cinetice cu ax orizontal este conceput pentru a facilita prinderea ușoară și sigură prin intermediul unei mandrine care permite strângerea unui ax cu diametrul maxim de 10 mm.

Fig. 5a – sistemul de prindere a rotoarelor cinetice și principalele componente

Fig. 5b – Sistemul de prindere – vedere montaj pregătit pentru testare

28

Pentru a putea compara rezultatele estimate prin simulări numerice în etapa precedentă, se prezintă în figura 5 variaţia puterii în funcţie de turaţie pentru mai multe unghiuri de așezare a palei.

Fig.6 – Variaţia puterii în funcţie de turaţie pentru mai multe unghiuri de așezare a palei

Simularea numerică a estimat o putere maximă de 4,6W iar rezultatele experimentale indică un maxim al puterii de 4,2W, conform figurii 5, la un unghi de așezare al palelor de 40o. Diferenţa de putere este nesemnificativă și se încadrează în limitele menţionate în literatura de specialitate cu privire la comparaţia între rezultate simulate și date experimentale preluate *9+. Puterea maximă extrasă de rotorul de 200 de mm a fost obţinută la o viteză de curgere de 1m/s, însă majoritatea încercărilor au fost realizate la 0,9 m/s pentru a putea compara rezultatele obţinute cu cele disponibile pentru un rotor similar cu diametru de 0,5 m în vederea estimării unor caracteristici de funcţionare pentru rotoare cu diametre mai mari. Pentru rotorul de 150 mm rezultatele experimentale au evidenţiat o putere maximă extrasă de 1 W la 0,9 m/s.

În figura 7, curba iniţială este completată cu puterea maximă extrasă de un rotor cu geometrie similară cu diametrul de 5,5 m tot la viteza de curgere de 0,9 m/s.

Fig.7 - Curbă de predicţie a puterii în funcţie de turaţie

pentru același tip de rotor de până la 10 kW Pe baza calculelor și expunerilor grafice anterioare se poate trasa un grafic intuitiv pentru a estima puterea extrasă în funcţie de diametrul rotorului (Fig. 8).

29

Fig. 8 – Curba de estimare a puterii furnizate în funcţie de diametrul rotorului

Curba predictivă (Fig.12) se pretează pentru un rotor cu următoarele caracteristici: profil hidrodinamic GOE 449, pale torsadate poziţionate la un unghi de așezare de 50o, viteza de curgere a apei de 0,9 m/s. Geometria studiată nu mai este fezabilă pentru diametre mai mari de 6 metri pentru că gabaritul și dimensiunea palelor foarte mare fac dificilă instalarea, operarea și au costuri foarte mari

Obiectivul celei de-a doua faze constă în proiectarea unui intubaj optim pentru geometria rotorului de 0,2m realizat în etapa anterioară a proiectului. În vederea îndeplinirii obiectivului este necesară elaborarea unui studiu privind consideraţii teoretice aferente turbinelor cinetice intubate precum și calculul, proiectarea și simularea modelelor experimentale la scară redusă de turbine cinetice intubate. Pentru a putea stabili lungimea difuzorului este necesară mai întâi amplasarea acestuia în jurul rotorului de

200 mm și ancorarea corespunzătoare. Rotorul va dispune în jurul lui de un intubaj cilindric simetric pentru uniformizarea curgerii. Între rotorul de 200 mm și intubaj este nevoie de un interstiţiu cât mai mic posibil, dar care să nu permită atingerea sau frecarea dintre cele două elemente. Se alege așadar o distanţă de 3 mm de siguranţă între rotor și intubajul cilindric care are o lungime de 70 mm. În continuarea intubajului cilindric se montează difuzorul a cărui dimensiuni au fost stabilite. Grosimea ansamblului se alege de 3 mm. O grosime mai mare asigură o rigiditate mai bună a intubajului și o prindere mai fixă, însă prezintă muchii expuse în curgere ceea ce favorizează desprinderea liniilor de curent. Dimensiunile selectate au dus la realizarea desenului tehnic aferent intubajului de tip difuzor prezentat în figura 9. În cadrul proiectului se va studia și varianta ajutajului convergent și influenţa acestuia asupra parametrilor mecano-energetici. Pentru acesta se va utiliza aceeași geometrie dar plasată în oglindă, la 180o, difuzorul devenind convergent (Fig. 3 și Fig. 4)

30

Fig. 9 – Desen de ansamblu pentru intubajul modelului experimental de rotor de 200 mm

Fig. 10 – Intubaj montat ca difuzor Fig. 11 – Intubaj montat ca ajutaj convergent

Pentru o verificare a performanţelor intubajului proiectat s-a apelat la simularea acestuia în condiţiile aferente standului de încercare pentru turbine axiale. Simulările s-au efectuat cu pachetul software SOLID WORKS Flow Simulation Simulările au vizat fenomenele ce se petrec în interiorul intubajului la viteza de curgere de 0,9 la anumite turaţii. În figura 12 se prezintă pentru exemplificare vectorii de viteză sub formă grafică tridimensională pentru intubajul de tip difuzor așa cum a fost dimensionat.

Fig. 5 – Vectorii de viteză pentru rotorul cu difuzor – vedere amonte

Pe baza coeficienţilor de putere obţinuţi prin simulare se pot trasa curbele Cp = f (λ) care se prezintă

în figura 13 pentru fiecare intubaj simulat precum și pentru rotorul neintubat.

31

Fig.13 - Curbele Cp = f (λ) pentru rotorul neintubat, cu difuzor și cu ajutaj convergent

Simulările recomandă așadar utilizarea intubajului de tip difuzor care permite asigurarea unui coeficient de putere superior într-o plajă mai largă de turaţii specifice.

Obiectivul ultimei fazei constă în realizarea și testarea a două variante comparative de intubaj pentru modele experimentale de turbinele cinetice în vederea selecţiei unei variante optime de turbină cinetică intubată. Testarea acestora se face în condiţii similare cu cele de la testarea modelelor de rotoare neintubate efectuată în faza a doua a proiectului. Prin tehnici de modelare experimentală, modelul experimental de rotor cinetic intubat este validat experimental iar rezultatele pot fi utilizate pentru preconizarea puterii extrase de o turbină cinetică intubată la scară reală. Testarea modelelor experimentale pe standul dedicat permite ridicarea curbelor de variaţie ale puterii în funcţie de turaţie și implicit trasarea curbelor coeficientului de putere funcţie de viteza periferică (λ). Rezultatele obţinute pentru variantele intubate se compară cu cele determinate experimental pentru modelul de rotor la scară redusă în vederea alegerii unei soluţii optime de turbină cinetică intubată. Folosind rezultatele obţinute în etapa anterioară și aplicând metodele predictive de estimare a puterii este posibilă estimarea coeficientului de putere pentru turbine cinetice intubate la scară reală, cu diametre mai mari pretabile pentru utilizarea pe cursuri de apă cu viteze mari de curgere.

Pe lângă variantele de intubaj de tip confuzor și difuzor s-a realizat și un intubaj profilat hidrodinamic. Dimensiunile acestuia sunt similare intubajelor proiectate în etapa anterioară a proiectului pentru a putea face analize comparative cu privire la rezultatele obţinute. Singura diferenţă este utilizarea profilului NACA 4412 pentru peretele circular al intubajului. Intubajul convergent/divergent realizat din ABS a fost ulterior încastrat într-un cilindru roluit din inox în scopul rigidizării mecanice. Pentru fixarea și alinierea intubajului în jurul rotorului de 200 mm, s-a utilizat o bară din inox cu diametrul de 10 mm care face legătura cu un sistem de prindere și reglaj. În figura 14 se prezintă intubajele realizate

Fig. 14 – Intubajele realizate

32

Tija din inox este fixată la rândul ei într-un sistem de prindere și reglaj care asigură deplasarea ansamblului pe direcţia orizontală și verticală. Acesta are rolul de a alinia rotorul din interiorul intubajului și de a putea stabili anumite poziţii de funcţionare ale intubajului în relaţie cu modelul experimental de rotor. Același sistem de prindere și reglaj este utilizat și pentru intubajul profilat hidrodinamic. Acesta este realizat tot din ABS și are fixată o tijă din inox care face legătura cu sistemul de prindere. Testarea turbinelor cinetice intubate s-a făcut pe un stand de testare conceput special pentru experimentarea modelelor la scară de turbine cinetice. Standul hidraulic în circuit închis este prevăzut cu zona de testare/vizualizare a curgerii prin canal. Intubajele pentru modelul experimental de rotor au fost centrate în jurul acestuia folosind un sistem de prindere culisant. Sistemul permite modificarea poziţiei intubajelor amonte sau aval de rotor în vederea stabilirii punctelor de măsura de la 1 la 5 pentru intubajul convergent/divergent și de la 1 la 4 pentru intubajul hidrodinamic. În dreptul fiecărei poziţii selectate se aliniază centrul rotorului respectiv jumătatea coardei palei torsadate plasate la unghiul de 40o care a oferit cele mai bune rezultate la testarea rotorului neintubat. În figurile 3 și 4 se prezintă ansamblul rotor-intubaj și poziţiile de măsură marcate de la 1 la 5.

Fig. 15a – Intubaj divergent Fig. 15b – Intubaj convergent

Fig. 16a – Intubaj hidrodinamic divergent Fig. 16b – Intubaj hidrodinamic convergent

În figura 17 se prezintă imagini din timpul încercărilor turbinei cinetice cu intubaj convergent/divergent și intubaj profilat hidrodinamic. Scopul experimentărilor a fost determinarea parametrilor caracteristici pentru rotoarele încercate care să permită realizarea de grafice Cp = f(λ), P=f(n), în scopul validării modelelor de calcul numeric și a predicţiei cu privire la puterea furnizată de turbine cinetice cu diferite modele de intubaje și la diferite poziţii caracteristice.

33

Fig.17a – Intubaj divergent în timpul testării Fig.17b – Intubaj hidrodinamic în timpul testării

Puterea maximă de 10,8W se înregistrează pentru intubajul divergent neprofilat dotat cu ajutaj cilindric pentru uniformizarea curgerii în poziţia 2 (în centrul ajutajului cilindric). Intubajul divergent hidrodinamic furnizează o putere pentru rotorul de 0,2m de 10,6W și beneficiază de avantajul că are un gabarit redus faţă de cealaltă variantă pentru că nu necesită ajutaj cilindric pentru uniformizarea curgerii. Intubajul hidrodinamic are o lungime de 47 de mm și cel neprofilat are 117 mm, iar rezultatele generate sunt similare.

Fig.18 – Curbele P=f(n) pentru intubajul divergent la 0,9 m/s

În continuare, se prezintă familia de curbe Cp = f(λ) caracteristice pentru fiecare intubaj testat. Acestea sunt utile pentru că prezintă o imagine de ansamblu asupra randamentului de conversie energetic și pot fi utilizate pentru preconizarea puterii furnizate de rotoare cu diametre și intubaje la o scară mai mare pe baza curbelor de predicţie obţinute prin adaptarea graficelor Cp.

34

Fig.7a – Intubaj convergent Fig.7b – Intubaj divergent

Fig.8a – Intubaj hidrodinamic convergent Fig. 8b – Intubaj hidrodinamic divergent

Un aspect important este cel al preconizării puterii obţinute de o turbină cinetică intubată cu aceleași caracteristici geometrice, dar cu diametre rotorice mai mari. Dacă viteza apei nu poate fi crescută, atunci un diametru rotoric mai mare va determina un surplus de putere mecanică extrasă.

Pentru estimarea puterii se consideră curba Cp din figura 7b aferentă pentru turbina cinetică cu intubaj hidrodinamic divergent. Se calculează pe baza acesteia puterea teoretică obţinută pentru rotoare cu intubaj divergent cu diametre cuprinse între 0,2 și 2m. Este luat în calcul Cp maxim pentru intubajul divergent de 0,92 pentru λ=3,4. Se utilizează coeficientul de putere obţinut experimental și se obţine graficul din figura 9 care estimează puterea furnizată de o turbină cinetică intubată.

Figura 9 - Curba de estimare a puterii furnizate în funcție de diametrul rotorului

35

Turbina cinetică intubată are următoarele caracteristici: - pentru rotor: diametru 0,2m, profil hidrodinamic al palei GOE 449, patru pale torsadate poziţionate la un unghi de așezare de 40o, viteza de curgere a apei de 0,9 m/s. - pentru intubaj: profil hidrodinamic NACA 4412 circular, unghi de evazare 25o, raportul suprafeţelor de intrare/ieșire: 0,824, lungime: 47 cm (diametru intrare:0,206m, diametru ieșire 0,250m). Estimarea s-a făcut doar până la diametrul de 2m deoarece în cazu turbinelor cinetice cu gabarit mai mare de tipul celor mareomotrice se adoptă în general rotoare cu 2 pale cu o grosime a coardei mult mai mică *5]. Având în vedere o altă geometrie rotorică precum și diferenţa mare de scară este necesar studiul pe modele experimentale mult mai mari decât cel studiat în acest proiect. Din grafic, se poate observa că puterea estimată pentru o turbină cinetică intubată realizată la scară mai mare poate depăși 1kW dacă rotorul are un diametru de 2m. În practică turbine cinetice cu acest gabarit nu sunt uzuale iar utilizarea lor nu este răspândită nici pe plan mondial cu excepţia câtorva exemple realizate în scop experimental și de cercetare. Cel mai bun raport cost/beneficiu este în cazul turbinelor cinetice intubate cu diametre cuprinse între 0,6 și 1m. Acestea furnizează o putere suficientă pentru anumite aplicaţii care vizează autonomia energetică și pot fi amplasate cu ușurinţă pe canale sau pe sectoare de râuri cu viteze de curgere însemnate.

Proiectul: PN 16 11 01 07 Realizarea unei instalaţii inovative de foraj hidrogeologic cu acţionare hidraulică a sistemului de manevră si acţionare mecanică a capului de foraj

Obiectivul proiectului a fost realizarea unei instalaţii uşoare de foraj hidrogeologic de tip FA125, cu acţionare hidraulică a sistemului de manevră şi avans a garniturii de prăjini de foraj si acţionare mecanică a capului de foraj, cu adâncimea de lucru Hmax=125m şi cu diametrul maxim forat Dmax=230mm, care poate sa foreze puţuri folosite în special pentru alimentarea cu apă şi pentru instalarea de Pompe de Căldură I

anexa nr. 13 la contract nr. 14 n/2016 contractor : incdie ... · energiei cinetice a curenţilor...

Documents